Document 2094446

Федеральное агентство по образованию
_____________
Правительство Хабаровского края
______________
Дальневосточный государственный университет
путей сообщения
________________
Тихоокеанский государственный университет
______________________________________________________________
МЕЖДУНАРОДНАЯ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКАЯ КОНФЕРЕНЦИЯ
«ДВИГАТЕЛИ 2008»
АКТУАЛЬНЫЕ ПРОБЛЕМЫ РАЗВИТИЯ
И ЭКСПЛУАТАЦИИ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
В ТРАНСПОРТНОМ КОМПЛЕКСЕ
АЗИАТСКО-ТИХООКЕАНСКОГО РЕГИОНА
МАТЕРИАЛЫ КОНФЕРЕНЦИИ
15 – 19 сентября 2008 года
Хабаровск 2008
УДК 621.431
ББК З 365
А437
Редакционная коллегия:
В. А. Лашко, доктор технических наук, профессор,
завкафедрой «Двигатели внутреннего сгорания»
(ответственный редактор);
А. И. Каминский, доктор технических наук, профессор
кафедры «Двигатели внутреннего сгорания»;
Г. Б. Горелик, доктор технических наук, профессор
кафедры «Двигатели внутреннего сгорания»
Актуальные проблемы развития и эксплуатаА437 ции поршневых двигателей в транспортном комплексе Азиатско-Тихоокеанского региона : материалы Международной научно-технической конференции «Двигатели 2008» (Хабаровск, 15–19 сентября
2008 г.) / под ред. В. А. Лашко. – Хабаровск : Изд-во
Тихоокеан. гос. ун-та, 2008. – 381 с.
ISBN 978-5-7389-0686-2
Доклады конференции представляют интерес для специалистов, занимающихся вопросами проектирования и эксплуатации комбинированных двигателей внутреннего сгорания, а также для аспирантов, преподавателей и студентов
вузов.
УДК 621.431
ББК З 365
ISBN 978-5-7389-0686-2
Ó Тихоокеанский государственный
университет, 2008
ВВЕДЕНИЕ
Поршневые двигатели внутреннего сгорания на современном этапе
претерпевают значительные изменения. На последних разработках двигателей уже отчетливо прослеживается отпечаток мирового стратегического
направления развития двигателестроения в последнем десятилетии.
В автомобильных поршневых двигателях нашло широкое использование «элементов адаптации». Это позволило значительно улучшить эксплуатационные качества, повысить надежность, найти огромные резервы
по повышению технического уровня поршневых двигателей внутреннего
сгорания.
Развитие судового дизелестроения идёт по пути интенсификации исследований и практической реализации мер по повышению среднего эффективного давления. Другим принципиальным решением имеющихся
проблем судового дизелестроения, видимо, станет всё большее распространение судовых газовых двигателей – как модификаций существующих
основных размерностей судовых дизелей. Помимо решения экологических
проблем газовые двигатели помогут в решении ряда других задач: надежности, топливной экономичности и т.д. Сверхважная проблема – создание
главных судовых и вспомогательных дизельных агрегатов как интеллектуальных двигателей (на основе компьютерного управления).
Тепловозные двигатели будущего (нового поколения) должны иметь:
электронную систему управления топливоподачей; электронный регулятор
частоты вращения; систему отключения части цилиндров; самоочищающиеся масляные фильтры; возможности использования альтернативных
видов топлива; комплекс современных средств автоматизации и диагностики.
Нельзя обойти вниманием и проблемы с созданием, совершенствованием и эксплуатации судовых, стационарных, передвижных дизельэлектрических агрегатов; двигателей общего назначения; ДВС для буровых установок, компрессорных агрегатов и т.д.
Международная научно-техническая конференция «Актуальные проблемы развития и эксплуатации поршневых двигателей в транспортном
комплексе Азиатско-Тихоокеанского региона» делает попытку ответить на
ряд поставленных проблемных вопросов мирового двигателестроения. Надеемся, что научные и инженерно-технические работники, а также аспиранты и студенты вузов найдут исчерпывающий материал в области проектирования, совершенствования и эксплуатации современной техники
двигателестроения.
3
СОВРЕМЕННЫЕ ПРИНЦИПЫ И НАПРАВЛЕНИЯ СОЗДАНИЯ
ТРАНСПОРТНОГО ПОРШНЕВОГО ДВИГАТЕЛЕСТРОЕНИЯ
Конкс Г.А., Лашко В.А.(Тихоокеанский государственный университет,
Хабаровск, Россия)
В статье рассматриваются вопросы перспектив развития мирового
двигателестроения. Обосновываются основные направления совершенствования и развития двигателей.
Сегодня в мировой стратегической технической промышленной политике и, конечно, в транспортном комплексе большое значение уделяется
ключевым международным стандартам ISO и МЭК, прежде всего, ISO
9000-9001, которые определяют подходы к качеству и сертификации продукции, в том числе двигателестроения, а также к международным стандартам по Cals-технологиям, которые диктуют учет особенностей всего
жизненного цикла изделий, включая стадии проектирования, производства
и эксплуатации вплоть до утилизации продукции. Именно внимание всему
жизненному циклу изделий транспортного комплекса позволяет учесть все
нюансы сегодняшних научно-технических, производственных и эксплуатационных проблем, при этом, разумеется, каждый этап имеет свои концепции реализации, свою значимость.
Следует признать, что одно из самых главных – технический уровень
продукции двигателестроения, её конкурентоспособность, длительность и
эффективность жизненного цикла закладываются именно на этапе разработки – создания техники двигателестроения.
В мае 2007 г. в г. Вене (Австрия) прошел очередной (раз в 4 года)
Всемирный Конгресс двигателестроителей (CIMAC), который констатировал, что технический уровень поршневых ДВС по экономичности, надежности, экологической безопасности, степени автоматизации и другим параметрам по-прежнему в значительной степени определяет как уровень совершенства и конкурентоспособность объектов эксплуатации (судов, тепловозов, автомобилей и др.), так и рациональное использование важнейших эксплуатационных материалов (топливо, масло, металлы и пр.). Кроме
того, технический уровень ДВС транспортного комплекса определяет также затраты на обслуживание и ремонт объектов применения, что крайне
важно для эффективной организации сферы эксплуатации.
Кафедра ДВС Тихоокеанского государственного университета в последние 10 лет сфокусировала своё внимание на анализе и обобщении международного и российского опыта в создании и модернизации перспективных образцов техники двигателестроения транспортного комплекса и
предлагает своё видение современных принципов конструирования, со-
4
стояния и направлений развития транспортного двигателестроения, имеющего большую государственную значимость для экономики страны и для
всего Тихоокеанского региона.
Сегодня оптимальный вариант современного поршневого ДВС – всегда взвешенный компромисс между различными требованиями к нему.
Опыт создания лучших зарубежных и отечественных моделей транспортных двигателей позволяет сформулировать принципы их наиболее эффективного проектирования.
• Это, во-первых, правильный выбор основных выходных и конструктивных параметров (объявленная агрегатная, цилиндровая, объёмная и
поршневая мощность, частота вращения, диаметр цилиндра и ход поршня,
число цилиндров и их расположение, среднее эффективное давление pme ,
средняя скорость поршня cm , максимальное давление сгорания pmax и оптимальное давление впрыска топлива рт, удельная масса и габариты и
др.).
• Обеспечение высокого технического уровня создаваемого изделия в
сравнении с лучшими мировыми аналогами сегодняшнего и завтрашнего
дня (по экологической безопасности, топливной и масляной экономичности, ресурсам и надежности в целом, параметрам шума и вибрации и др.).
• Обеспечение наиболее рациональной компоновки и оптимальных
конструкторских решений: по остову, размещению коленчатого вала, по
цилиндропоршневой группе (по компонентам камеры сгорания в целом),
основным элементам трения, механизму газораспределения, системе наддува и её элементам, устройствам топливоподачи, системам автоматического регулирования частоты вращения, температуры воды, масла и наддувочного воздуха, системе автоматизации и управления в целом, технического безразборного диагностирования – как основе оптимальной конструкции комбинированного поршневого ДВС. При этом реализуются:
принцип компьютерного проектирования (моделирование процессов в
двигателе, расчеты, разработка основных деталей и узлов, общие компоновочные решения) и принцип подобия, обеспечивающий рациональное проектирование всего мощностного ряда в рамках единой серии с общим подходом с позиций технической эстетики и эргономики.
Именно так создавали свои лучшие модели фирмы
MAN
B&W,Wärtsilä, Caterpillar, МТU, Volkswagen, BMW и др.
• Использование модульного конструктивного подхода для создания
предпосылок резкого сокращения количества деталей в двигателе, числа
наружных соединений, обеспечения простого и эффективного технического обслуживания двигателя и его ремонта.
5
Такой принцип исповедуют фирмы МаК, General Motors, Toyota, Коломенский Машзавод и практически все ведущие мировые разработчики
современных транспортных ДВС.
• Далее. В конструкции проектируемого образца и всей серии должны
быть заложены возможности дальнейшего развития и совершенствования
моделей, в том числе высокофорсированных. Поэтому и появляются конкретные типы ДВС первого, второго, третьего, четвертого поколения, которые развивают заложенные при проектировании возможности базовых
моделей, способствуют обновлению всей техники двигателестроения.
• Один из принципов конструирования – учет развития на основе новейших научно-технических достижений металлургической и технологическом базы.
• Учет и формирование тенденций развития смежных отраслей промышленности, обеспечивающих двигателестроение комплектующими изделиями новых поколей, новыми материалами и т.п. Это особенно касается
турбостроения, специализированного производства новейшей топливной
аппаратуры, микропроцессорной техники и др.
• Наконец, к числу важнейших принципов конструирования относится
обеспечение минимальной стоимости изделий и стоимости их жизненного
цикла в соответствии с Cals-технологиями. Этого принципа безоговорочно
придерживаются все без исключения мировые лидеры классов судовых,
тепловозных, автомобильных двигателей и другой транспортной техники.
На международной конференции в ТОГУ по актуальным проблемам
развития и эксплуатации поршневых двигателей в транспортном комплексе Азиатско-Тихоокеанского региона (2005 г.) мы уже докладывали о проблемах будущего поршневого двигателестроения и, прежде всего, автомобильного. Поэтому в рамках настоящего доклада будут изложены современные подходы к конструированию и направления развития судовых и
тепловозных дизелей.
Судовое дизелестроение
В последнее время Россия, наконец, осознала, что огромное значение
для её экономики и жизнеобеспечения имеет современное судостроение.
Сегодня потребность российских судоходных компаний в новых судах
различного назначения, в переоборудовании ЭСУ современной дизельной
техникой очень велика. Остро стоит вопрос не только возрождения российского флота, но и судостроительных верфей и дизелестроительных
предприятий, выпускающих судовые дизельные агрегаты.
Для отечественного судостроения и судоходства небезразлично, какую нишу в мировом дизелестроении занимает и будет занимать Россия,
6
каковы возможности отечественных производителей судового комплектующего оборудования.
В последнее десятилетие мировое судовое дизелестроение продемонстрировало резкий прогресс по всем параметрам технического совершенства дизелей (цилиндровая и агрегатная мощность, уровень форсирования
по среднему эффективному давлению и средней скорости поршня, экологические показатели, надежность, микропроцессорные системы регулирования, автоматизации, управления и диагностики и др.). Сегодня признанными лидерами по выпуску высококлассных судовых дизельных агрегатов
являются:
• в классе малооборотных дизелей (МОД) с частотой вращения до 250
-1
мин – фирма MAN B&W, Германия - Дания (на рис. 1 дан пример конструкции МОД этой фирмы);
• в классе среднеоборотных дизелей (СОД) с частотой вращения до
1000-1200 мин-1 – международная группа Wärtsilä NSD с предприятиями в
Финляндии, Швейцарии, Италии, Швеции и других странах. Рис. 2 демонстрирует одну из моделей этой фирмы;
• в классе высокооборотных дизелей (ВОД) с частотой вращения свыше 1200-1500 мин-1 – германская фирма МТU. Некоторые её модели показаны на рис. 3.
Основные параметры классических моделей судовых дизелей фирм –
лидеров мирового дизелестроения представлены в табл. 1 (на 1.01.2007 г.).
Здесь необходимо отметить форсирование МОД по среднему эффективному давлению pme до 19-19,5 бар, СОД по pme до 26,0-28,2 бар, ВОД –
до 29,0- 30,3 бар, низкие удельные расходы топлива, наличие V-образных
модификаций мощных судовых СОД и ВОД с числом цилиндров до 20, 1416 цилиндровых рядных модификаций МОД, увеличение диаметра цилиндра МОД до 1080 мм (в табл. 1 не показано).
Следует особо подчеркнуть, что перечисленные в табл. 1 модели
МОД, СОД и ВОД уже сегодня дополнены новыми более форсированными
модификациями с высоким уровнем применения электронных систем автоматизации и управления, удовлетворяющими более жестким требованиям к экологическим показателям.
Еще недавно развития мирового судового дизелестроения было нацелено, прежде всего, на эффективность использования по следующим аспектам (при этом имеются в виду новые подходы к конструированию и
прорывные технологии, обновление выпускаемых моделей):
1. Эксплуатационная надежность за счет предотвращения повышенного износа, коррозии, повышения прочности и износостойкости деталей,
нейтрализации тепловых и механических нагрузок при увеличении форсирования дизелей по pme и cm , надежность за счет снижения возможности
7
возникновения дефектов, в том числе путем уменьшения числа соединений, что требует новых специальных конструкторских решений, и др.
2. Низкие эксплуатационные расходы за счет мероприятий, обеспечивающих уменьшение трудозатрат при эксплуатации, длительные сроки
службы деталей, периодов между осмотрами и ремонтами, высоких ресурсов и безотказности работы дизелей в целом, повышения топливной и масляной экономичности путем внедрения новых технических решений.
Рис. 1. Поперечный разрез судового дизеля модели К98МС мощностью
1
68620 кВт при 94 мин- фирмы MAN B&W
8
3. Обеспечение экологического режима работы, т.е. соблюдение, например, предписаний IMO (Международной морской организации) по
дымности и токсичности отработавших газов дизелей за счет оптимизации
камер сгорания, системы наддува, топливоподачи, электронных систем
управления рабочим процессом и др.).
Рис. 2. Изометрическое изображение V-образного СОД модели Vasa 22 фирмы
Wärtsilä(цилиндровая мощность до 170 кВт, частота вращения 900-1200 мин-1,
число цилиндров – до 16)
Разумеется, спектр проблем и задач судовой дизельной техники этим
перечислением не ограничивается. Однако, как показала, работа 25 Конгресса CIMAC (май 2007 г.), о котором было упомянуто выше, в мировом
научно-техническом сообществе двигателестроителей отмечается тенденция к изменению приоритетов в расстановке задач развития транспортного
двигателестроения, и в настоящее время приоритет отдается вопросам экологии. Это связано с растущим во всем мире пониманием важности сохранения окружающей среды, что подтверждается постоянным ужесточением
как национальных, так и международных экологических нормативов. Эта
тенденция сохранится и в ближайшем будущем, даже, несмотря на бурный рост цен на нефть.
9
Рис. 3. Модели судовых ВОД фирмы МТU (модель 16V595 – самый высокофорсированный дизель в мире со средним эффективным давлением pme =30,3 бар)
Влияние вредных выбросов судовых дизелей на глобальное экологическое состояние воздушного бассейна является ограниченным и оценивается в 5-7 % от общего количества выбросов вредных веществ стационарными энергетическими установками и сухопутными транспортными средствами. Однако из-за относительно большой агрегатной мощности судовые дизели могут быть основным источником загрязнения атмосферы в таких локальных зонах как порты, водные акватории рек, особенно в черте
городов. Поэтому решение проблемы токсичности выпускных газов судовых двигателей регламентируется требованиями международной морской
организации IMO, причем эти требования введены в российский ГОСТ Р
51249-99 (см. табл. 2).
10
Таблица 1
Основные параметры судовых дизелей фирм-лидеров мирового дизелестроения
Типоразмерный
ряд
Диаметр
цилиндра,
мм
Ход
поршня, мм
MAN B&W (МОД)
К98МС
980
2660
К98МС-С
980
2400
S90MC-C
900
3188
K90MC
900
2550
K90MC-C
900
2300
L90MC-C
900
2916
S80MC-C
800
3200
S80MC
800
3056
K80MC-C
800
2300
L80MC
800
2592
S70MC-C
700
2800
S70MC
700
2674
L70MC
700
2268
S60MC-C
600
2400
S60MC
600
2292
L60MC
600
1944
S50MC-C
500
2000
S50MC
500
1910
L50MC
500
1620
S46MC-C
460
1932
S42MC
420
1764
L42MC
420
1360
S35MC
350
1400
L35MC
350
1050
S26MC
26
980
Wärtsilä NSD (СОД)
W-64
600
940
Колчество цилиндров
Цилиндровая мощность, кВт
Частота
вращения,
мин-1
Среднее
эффективное
давление, бар
(макс)
Средняя
скорость
поршня, м/с
(макс)
Удельный расход топлива,
г/ (кВт·ч)
Удельная
масса,
кг/кВт
33,3-31,6
36,3-32,5
37,5-37,8
43,7-36,1
32,3-33,1
36,7-34,7
36,1-35,0
41,4-35,3
35,9-32,9
39,8-33,2
32,8-28,3
36,7-32,0
33,9-29,4
29,1-25,9
33,4-28,9
34,9-29,3
24,5-21,6
29,9-25,2
30,6-25,9
25,4-20,7
25,2-20,8
23,9-20,4
19,2-15,9
19,1-16,0
20,0-16,0
6-12
6-12
6-7
4-12
6-12
6-12
6-8
4-9
6-12
4-12
4-8
4-8
4-8
4-8
4-8
4-8
4-8
4-8
4-8
4-8
4-12
4-12
4-12
4-12
4-12
4090-5720
4130-5710
3140-4890
2200-4570
3100-4560
2340-4890
1860-3880
1840-3880
2470-3610
1750-3640
1490-3105
1350-2830
1355-2830
1085-2255
980-2040
920-1920
760-1580
690-1430
640-1330
880-1310
670-1080
480-995
505-740
440-650
275-400
84-94
94-104
61-76
71-94
89-104
62-83
57-76
59-79
89-104
70-93
68-91
68-91
81-108
79-105
79-105
92-123
95-127
95-127
111-148
108-129
115-136
132-176
147-173
178-210
212-250
18,2
18,2
19,0
18,0
18,0
19,0
19,0
19,0
18,0
18,0
19,0
18,0
18,0
19,0
18,0
17,0
19,0
18,0
17,0
19,0
19,5
18,0
19,1
18,4
18,5
8,3
8,3
8,1
8,0
8,0
8,0
8,1
8,0
8,0
8,0
8,5
8,1
8,0
8,4
8,0
8,0
8,5
8,1
8,0
8,3
8,0
8,0
8,0
8,0
8,1
165-171
165-171
160-167
159-171
165-171
155-167
155-167
155-167
167-174
162-174
156-169
156-169
162-174
158-170
158-170
159-171
159-171
159-171
160-173
169-174
171-177
165-177
173-178
171-177
174-179
2010
327-428
25,5
11,0
172
905-1050
450-514
26,1
9,9
166-168
17,9-13,8
720
510
24,1
9,6
176-180
13,8-11,2
410
720-750
24,0
8,75
181
11,3-7,6
400
1000
7201000
7201000
28,2
10,7
185
6,4-6,0
22,8
9,6
189-191
10,3-7,6
24,6
9,3
187-189
10,0-7,9
19,3
11,4
205
5,6-2,4
23,6
24,2
12,2
12,7
195
200
28,8
11,5
195
Vasa46
460
580
ZA40S
400
560
Vasa 32
320
350
W 26 X
260
Vasa 22
220
320
240/2
60
6-9, 12-18
4,8,9,
12,16,18
6,8,9,
12-18
4,6,8,9,
12,16,18
12,16,18
4,6,8,12,1
6
Vasa 20
200
280
4,6,9
130-180
RV 183 E
128
142
12
32-71
V396TB-TE
V538TE
165
185
185
200
8,12,16
12,16,20
87-170
206
18002400
16002100
1900
V956TB
230
230
12,16,20
245-345
1500
187,5
MTU (ВОД)
11
5,4-2,3
2,6
5,5-2,35
Окончание табл. 1
Типоразмерный
ряд
Диаметр
цилиндра,
мм
Ход
поршня, мм
Колчество цилиндров
Цилиндровая мощность, кВт
Частота
вращения,
мин-1
Среднее
эффективное
давление, бар
(макс)
Средняя
скорость
поршня, м/с
(макс)
Удельный расход топлива,
г/ (кВт·ч)
Удельная
масса,
кг/кВт
V595TE
190
210
12,16
12,16,20
270
220-370
1800
1300
30,3
29,4
12,6
12,1
192
189
4,0-2,6
5,1-3,1
V1163TB
230
280
12,16,20
220-370
1300
29,4
12,1
189
5,1-3,1
Таблица 2
Нормы выбросов по ГОСТ, IMO и США
Страна, стандарт,
год введения
Назначение дизеля
Нормируемый
параметр
Значение нормы в
г/ (кВт·ч)
Россия, ГОСТ Р
51249-2000
Судовой
eNOx
eCO
eCH
eNOx
9,8-17
3,0
1,0
Стандарт IMO
Tier 1
Судовой
9,8-17
Классификационный признак, испытательная процедура
4-ступенчатые
циклы
(ISO 8178-4)
eNOx =f(n)
4-ступенчатые
циклы
(ISO 8178-4)
eNOx =f(n)
CША,
marine st.,
1998
Судовой
eNOx
eCO
eCH
11,4
eC
0,54
6,2
4-ступенчатые
циклы
1,3
Международным стандартом для судовых дизелей является Приложение VI к Международной конвенции MARPOL (IMO), устанавливающее
предельную норму выброса NОx на уровне 9,8-17 г/(кВт× ч) в зависимости
от частоты вращения. Дымность и выбросы твердых частиц, углеводородов не регламентированы. В ближайшее время, как утверждает Конгресс
CIMAC (2007 г.), ожидается снижение указанного норматива на 30 %,
что приводит его в соответствие с американским стандартом ЕРА Tier 2,
который вступил в силу в 2007 г.
В некоторых регионах мореплавания (например, в Балтийском море)
поощряется существенное снижение выбросов по сравнению с официальными нормативами MARPOL, поэтому судовые дизели с более низкими
выбросами, значительно более конкурентоспособны по сравнению с моделями, просто удовлетворяющими нормам IMO (Tier 1).
12
Следует отметить, что стандарт ЕРА Tier 2 (США) соответствует
«Предельному Уровню для Европейских водных Путей» (Stage IIIA), который должен вступить в силу в 2009 г. Нельзя обойти вниманием тот факт,
что в США существует стандарт добровольной сертификации «Голубое
Небо» (Blue Sky Series), действующий до 2010 г. и устанавливающий более
низкие значения допустимых выбросов по формуле ТНС + NОx /РМ (общие углеводороды + оксиды азота / твердые частицы) – до уровня 5,9 / 0,3
г/ (кВт·ч). После 2011 г. в Европе ожидается введение в силу даже более
жестких норм, унифицированных с требованиями ЕРА Tier 4 для промышленных дизелей, а именно: NОx /РМ до 3,5/0,04 г/ (кВт·ч).
Эти грядущие нормы по вредным выбросам для судового дизелестроения показывают масштаб кардинальных мер, которые должны быть
предприняты разработчиками и изготовителями судовых дизелей в кратчайшее время.
Поскольку IMO готовит введение на судовые дизели согласованных
требований ЕРА Tier 2 (США) и Stage IIIA (ЕС), предусматривающие выбросы NOx на уровне 7,8-8,7 г/ (кВт·ч), а по РМ – на уровне 0,27 и 0,3
г/ (кВт·ч) в зависимости от мощности и литража двигателя, а позднее и
существенно более жестких, важно рассмотреть целесообразные комплексные технологии выполнения экологических требований, которые
предложены такими авторитетными фирмами, как АVL (Австрия), MAN
B&W (Германия-Дания), Wärtsilä NSD (Финляндия-Швейцария-Италия и
др.).
Указанные выше новые нормы IMO (ЕРА Tier 2 и Stage IIIA) могут
быть выполнены с помощью следующих технологий:
* оптимизация процесса сгорания: оптимизация степени сжатия, формы камеры сгорания и конструкции распылителя;
* цикл Миллера (повышением степени сжатия, с ранним закрытием
впускного клапана и повышением содержания остаточных газов с электронным управлением фазами газораспределения);
* совершенствование наддува, в том числе увеличение степени повышения давления в турбокомпрессоре для оптимизации цикла Миллера или
введение двухступенчатого наддува;
* гибкое управление впрыском (путем применения системы Common
Rail), в частности регулирование (повышение) давления впрыска, множественный впрыск, регулирование угла опережения впрыска.
Как следует из перечисленного, на первых порах (введение IMO Tier 2)
будет достаточно применения «внутренних мер» по двигателю, которые
уже внедряются ведущими дизелестроительными фирмами. Однако следует учесть, что наиболее уязвимыми моделями судовых ДВС оказываются
МОД и СОД с низкой частотой вращения, поскольку достижение норм
13
IMO Tier 2 (вводятся с 2009 г.) потребует на этих двигателях снижения
выбросов NОx до 50 % и более от действующих норм IMO Tier 1. Поэтому
фирма MAN B&W в испытательном центре в Копенгагене интенсивно работает в направлении использования технологии рециркуляции отработавших газов EGR (Exhaust Gas Recirculation) применительно к большим
малооборотным двигателям, причем получены многообещающие результаты в снижении выбросов NОx дизельных двигателей с заделом, как утверждает фирма, на десятилетия.
Следует отметить, что в настоящее время технология EGR широко используется на грузовых автомобилях и обеспечивает снижение выбросов
NОx на 60 % за счет рециркуляции охлажденных газов.
EGR – процесс, используемый на модели фирмы MAN B&W 50ME (с
электронным управлением) основан на перепуске отработавших газов перед турбокомпрессором из выпускного ресивера в систему продувочного
воздуха.
Принципиальная схема системы EGR, подготовленной к внедрению в
Копенгагене, показана на рис. 4. Электрический высоконапорный нагнетатель прокачивает отработавшие газы (ОГ) под давлением 3,5 бар через водяной скруббер (газоочиститель) в высоконапорный ресивер продувочного
воздуха. Скруббер охлаждает ОГ, одновременно удаляя SOx и твердые частицы за счет их промывки, прежде чем повторно направить ОГ в камеру
сгорания. Конечный результат по снижению выбросов NОx достигается
благодаря замещению части кислорода углекислым газом (СО2), в результате чего из-за замедления процесса сгорания снижается максимальный
пик температуры.
Система EGR включает одноступенчатый высоконапорный нагнетатель, водяной скруббер, управляющий клапан, систему водоподготовки с
управляющим блоком в виде программируемого контролера.
Рис. 4. Принципиальная схема системы EGR фирмы MAN B&W
14
На режиме максимальной длительной мощности выбросы NОx были
снижены на 60 % при 24 %-ной рециркуляции (рис. 5) при незначительном
увеличении расхода топлива.
Рис. 5. Зависимость NОx и SFOC (удельного расхода топлива)
от степени рециркуляции
На рис. 6 показаны уровни других выбросов, таких как НС и СО на
100 % нагрузки.
Рис. 6. Зависимость НС и СО от степени рециркуляции при нагрузке 100 %
Выбросы НС были снижены приблизительно на 18 % при возрастании
эмиссии СО в 3,3 раза при степени рециркуляции 24 % EGR. Такое возрастание выбросов СО в действительности не опасно, так как сравнивается с
очень низким абсолютным уровнем СО, свойственным для малооборотных
дизельных двигателей.
На рис. 7 показано снижение расхода воздуха через турбокомпрессор
и снижение частоты вращения ротора турбокомпрессора с возрастанием
степени рециркуляции EGR %. Из этого следует, что спецификационные
характеристики и настройки турбокомпрессора должны быть изменены в
случае применения EGR - процесса, чтобы сохранить высокую эффективность ТК в новых условиях работы. В дальнейшем на двигателях с EGR
15
потребуется установка турбокомпрессоров меньших размеров, что благоприятно отразится на цене турбокомпрессора и сделает технологию EGR
еще более привлекательной.
Рис. 7. Зависимость расхода воздуха и частоты вращения ротора ТК
от степени рециркуляции
На рис. 8 показано поле распределения температур деталей камеры
сгорания без EGR и при степени рециркуляции 24 % EGR. Как видно из
этого рис., температура поверхностей деталей камеры сгорания имеет тенденцию к уменьшению при повышении степени рециркуляции EGR благодаря высокому удельному массовому потоку через цилиндр. Понижение
температуры также является положительным эффектом, сопровождающим
EGR-процесс.
Рис. 8. Температура поверхности деталей камеры сгорания дизеля
без EGR и при 24 % EGR
16
Контроль состояния цилиндропоршневой группы, выполненный перед
проведением испытаний двигателя с EGR-системой и после завершения
испытаний, продемонстрировал отсутствие каких-либо негативных последствий. Однако, надлежащий процесс управления водяным скруббером
и обеспечение удаления капель воды из продувочного воздуха необходимо
для защиты цилиндровых втулок и поршневых колец.
Фирма MAN B&W уверена, что EGR-технология является конкурентоспособной технологией снижения выбросов NОx для МОД и планирует
провести демонстрацию её на океанском судне в ближайшее время.
Напомним, что по лицензии фирмы MAN B&W в России на БМЗ изготавливаются лицензионные модели фирмы, на которых будет распространено внедрение новых экологических мероприятий.
Параллельно с фирмой MAN B&W по снижению вредных выбросов с
ОГ малооборотных дизелей ведет работы фирма Wärtsilä NSD на моделях
RTA. Здесь также исходят из того, что новые нормы IMO Tier 2 по выбросам NОx , срок введения которых подходит, диктуют необходимость снижения выбросов на 10-30 % по сравнению с действующими в настоящее
время уровнем, а введение в силу ограничений IMO Tier 2 потребуют снижение уровня эмиссии NОx на 40-80 % по сравнению с Tier 2.
Первым шагом к снижению выбросов NОx , по мнению фирмы
Wärtsilä, является применение «внутренних мер» по двигателю, чтобы соответствовать действующим ограничениям Tier 1. Эти меры включают
применение более высокой степени сжатия, «позднего» впрыскивания топлива одновременно с использованием измененной конструкции распылителя и адаптируемых фаз газообмена. Они являются простыми и эффективными, не влияют на надежность двигателя. Что касается ухудшения топливной экономичности, то настройка МОД двигателей Wärtsilä RTA на
режим низкой эмиссии NОx (на 5 % ниже ограничений IMO Tier 1) сопровождается увеличением расхода топлива на 2 г/ (кВт·ч).
Напомним, что фирма Wärtsilä NSD является крупнейшим разработчиком и производителем МОД. Как известно, третьим разработчиком
МОД является фирма Mitsubishi (Япония). Электронные системы топливоподачи типа Common Rail, которыми оснащены двигатели Wärtsilä RT-flex
(RTA с электронным управлением), обеспечивают получение различных
профилей подачи топлива (рис. 9).
Такие профили впрыскивания могут быть использованы в качестве
вариантов мер снижения выбросов NОx и позволят снизить эмиссию оксидов азота на 15-20 % ниже ограничений Tier 1.
Другой технологий снижения эмиссии NОx , по мнению фирмы Wärtsilä, является введение воды в камеру сгорания.
17
Рис. 9. Характеристики трех различных профилей топливоподачи, которые
обеспечиваются системой Common Rail двигателей Wärtsilä RT-flex
Эмульгирование топлива (водотопливных эмульсий) подвергалось
длительному изучению. Гибкость в настройке двигателей RT-flex с системой Common Rail облегчает их адаптацию к введению эмульгированного
топлива. Используемые в настоящее время насосы и их производители делают возможным снижение эмиссии NОx на 20 % по отношению к существующим ограничениям Tier 1.
Как альтернатива, вода может быть непосредственно впрыснута в
камеру сгорания отдельно от топлива, что также понижает эмиссию NОx .
Как показали результаты исследований на МОД фирмы Wärtsilä, технология непосредственного (прямого) впрыскивания воды (DWI-Direct Water
Ingection) снижает уровень температуры цикла и, следовательно, уменьшает образование NОx . DWI-технология дает возможность впрыскивать воду
в строго определенный момент и гарантирует значительное снижение выбросов NОx . Чтобы осуществить впрыскивание воды, используется полностью независимая вторая система Common Rail с электронным управлением. Количество впрыскиваемой воды, если требуется, может достигнуть
100 % по отношению к количеству впрыскиваемого топлива.
Вода и топливо могут впрыскиваться в различные моменты времени. Например, вода может впрыскиваться параллельно с топливом или перед впрыском топлива в течение хода сжатия. Двигатели RT-flex, оснащенные системой DWI, оптимизированы отдельно для случаев, когда подача воды включена или выключена.
Система DWI, испытанная на полноразмерном двигателе Wärtsilä,
показала возможность снижения эмиссии NОx до 8 г/ (кВт·ч), т.е. приблизительно на 50 % ниже действующих ограничений IMO Tier 1. Связанная с
этим потеря топливной экономичности двигателя составляет 5 г/ (кВт·ч).
18
На рис. 10 показано снижение эмиссии NОx на двигателе Wärtsilä RTflex при использовании прямого впрыскивания воды.
Рис. 10. Снижение эмиссии NОx на двигателе Wärtsilä RT-flex
при использовании прямого впрыскивания воды
Следует иметь в виду, что система DWI может применяться одна
или же в комбинации с внутренней рециркуляцией отработавших газов
(EGR-Exhaust Gas Recirculation) в качестве так называемой WaCoReg (water-cooled residual gas), посредством которой Wärtsilä NSD намерена обеспечить снижение NОx до 5 г/(кВт·ч), т.е. на 70 % ниже ограничений IMO
Tier 1.
EGR снижает образование NОx вследствие уменьшения концентрации кислорода в цилиндре двигателя и увеличения теплоемкости рабочего
тела в цилиндре. При использовании технологии EGR сокращение количества воздуха происходит за счет уменьшения высоты продувочных окон
(из-за чего уменьшается поток продувочного воздуха).
«Внутренняя» рециркуляция обычно увеличивает термическую нагрузку на детали камеры сгорания, и поэтому применяется впрыскивание
воды для снижения уровня температур и термической нагрузке до такого
же уровня, как и при работе без «внутренней» EGR.
Если требуется снижение выбросов NОx на 80 % или более (например, в период нахождения судна в районе порта, города) по отношению к
нормам IMO Tier 1, существует доступная технология очистки отработавших газов посредством селективного каталитического восстановления NОx
(SCR-Selective Catalytic Reduction).
На рис. 11 представлена система селективного каталитического понижения NОx .
19
Рис. 11. Система селективного каталитического понижения NОx (стоимость агента
приблизительно составляет 10 % от стоимости топлива)
Такая система может снизить NОx на 90 % и больше. SCR-технология
хорошо отработана и основана на применении дозированного впрыска раствора мочевины в поток отработавших газов на входе в каталитическую
установку, восстанавливающую NОx до азота и воды. В установках с МОД
блок SCR встраивается между впускным коллектором и входом в турбину
для того, чтобы была обеспечена достаточно высокая температура газа для
каталитического процесса.
В настоящее время SCR-реакторы применяются для МОД только в исключительных случаях. Wärtsilä применила эти технологии на 3-х судах,
введенных в эксплуатацию в 1999-2000 г.г. и оснащенных семицилиндровыми дизелями RTA53U. На этих судах SCR-системы снижают эмиссию
NОx до 2 г/ (кВт·ч).
Следует отметить, что еще раньше в 1989 г. и 1994 г. были введены в
эксплуатацию двигатели фирмы MAN B&W 6S50MC с системами SCR,
спроектированными для снижения эмиссии NОx на 93-95 % для эксплуатации в зоне Залива Сан-Франциско при работе на тяжелом топливе. До
настоящего времени эти двигатели находятся в работе, при этом не наблюдается снижения эффективности системы SCR в результате эксплуатации и
старения.
При использовании SCR-установок могут появляться проблемы, связанные с поддержанием динамических характеристик двигателя и стабильности работы турбокомпрессора. Однако, двигатели серии МЕ и МЕ-С
с электронным управлением фирмы MAN B&W и двигатели RT-flex фирмы Wärtsilä NSD хорошо приспособлены под установку SCR-систем. Быстрое принятие нагрузки двигателем обеспечивается посредством более
раннего открытия выпускного клапана и более позднего впрыскивания топлива, в том же время за счет варьирования фаз выпускного клапана стабилизируется работа турбокомпрессора. МОД с SCR-установками, обору-
20
дованные топливной системой Common Rail, могут быть оптимизированы
на как можно низкий расход топлива посредством использования систем с
электронным управлением, оставляя SCR-процессу функцию снижения
эмиссии NОx .
Таким образом, современные идеи по снижению вредных выбросов
судовых ДВС до планируемых нормативов можно свести к положениям,
которые иллюстрируются табл. 3.
Таблица 3
Современные технологии снижения выбросов вредных веществ
для различных областей применения судовых ДВС
Технологии
достижения
нормативов
Оптимизация процесса сгорания
Цикл Миллера
Совершенствование
наддува
Гибкая система
впрыска
Система повышения давления впрыска
Рециркуляция
Фильтр твердых
частиц
Очистка ОГ (SCR)
De- NОx
ИМО Tier-2 с
2009г.
ЕРА Tier2
(США)
с2007г.
Экологические нормативы (перспективные)
Stage IIIA
ЕРА Blue Sky ИМО Tier-3 с
(ЕС) с 2009 г.
(CША)
2011 г.
до 2010 г.
ИМО Tier-4
с 2015 г.
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
В табл. 3 указаны перспективные нормативы экологических параметров для различных областей применения судовых ДВС, набор возможных
комбинаций технологий по снижению эмиссии вредных веществ двигателей для удовлетворения тех или иных нормативов.
В этой табл. показаны все технологии по улучшению экологических
показателей, которые начали применяться в судовом дизелестроении и были рассмотрены выше.
В табл. 4 приводятся фактические данные по выбросам NОx судовых
двигателей российского производства, в г/ (кВт·ч) .
Эти данные показывают, какая работа должна быть проделана российскими разработчиками и производителями судовых дизелей в самое ближайшее время с учетом планируемого ужесточения норм IМО.
21
Таблица 4
Фактические данные по выбросам NOx двигателей
российского производства
№
п/п
1
Типоразмер по
ГОСТ 10150
6ДКРН60/195*
Заводская
марка
ДБ-56
2
6ДКРН42/136*
3
8380
n,
мин-1
114
Производитель
БМЗ
NOx,
г/(кВт × ч)
15,6
ДБ-34
3840
145
БМЗ
12,2
16,6
Ре, кВт
Норма Тier-1
NOx,г/(кВт × ч)
17
6ЧН40/46*
РС2-6
3300
520
РД
12,3
12,9
4
6ЧРН36/45
Г-74
1150
500
РУМО
11,5
13
5
16ДПН23/2х30
85Д
3300
620
РД
16,1
12,4
6
16ДПН23/2х30
64Г
3680
800
РД
14,9
11,8
7
18ДПН23/2х30
86Б
5880
900
РД
17,1
11,5
8
12ЧН26/26
9-26ДГ
2100
750
КТЗ
13
12
9
6ЧН30/38
2300
750
КТЗ
14,8
12
10
12ЧН18/20
736
1550
Звезда
9,3
10,3
11
М420
6ЧНСП18/22
ДД-507
232
750
Дальдизель
9,9
12
12
6ЧНСП18/22
ДРА-600
463
1000
Дальдизель
5,9
11,3
13
42ЧПН16/17
М503Б
2000
1800
Звезда
11,8
10
14
56ЧПН16/17
М504
3680
2000
Звезда
11,9
9,8
15
6ЧН15/18
3Д6С2
117
1500
Трансмаш
13,1
10,4
16
12ЧН15/18
3ДК12НС2
386
1500
Трансмаш
8,5
10,4
* – изготавливаются по лицензии
Это, разумеется, касается и зарубежных фирм. На 25 Конгрессе
СIMAC, о котором уже говорилось, фирма MAN Diesel сделала доклад о
международном комплексном проекте по созданию высокоэффективных и
экологически безопасных судовых двигателей NERCULES (High Effeciency R&D on Combustion with Ultra Low Emissions for Ships), который
осуществляется при поддержке Еврокомиссии и правительства Швейцарии, причем бюджет проекта равен 33,3 млн. евро. Вся работа разбита на 9
разделов и 54 подпроекта. В консорциум, возглавляемый такими крупными фирмами, как MAN и Wärtsilä, входит 41 участник, в том числе поставщики комплектующих, производители оборудования, ряд университетов, научно-исследовательских институтов и судоходных компаний. Промышленная часть консорциума владеет 80 % мирового рынка крупных судовых дизелей и располагает современными технологиями. Проект рассчитан на несколько лет и показывает масштабность решаемой научноисследовательской задачи снижения вредных выбросов с отработавшими
газами дизелей.
В этом международном проекте HERCULES реализуются перечисленные, в табл.3 технологии обеспечения экологической безопасности,
включая оптимизацию рабочих процессов, новые методы организации вы-
22
сокого наддува с помощью «интеллектуальных» многоступенчатых турбоагрегатов, меры по снижению выбросов, как «внутренние» так и «внешние», использование микроэлектроники и современных средств управления двигателем в целях адаптации к меняющимся условиям, включая неблагоприятную погоду, а также компенсации старения и отказов оборудования на протяжении срока службы, и даже создание силовых установок
для работы в зонах с особо чувствительной экологией (например, порты и
др.).
Мы уже отмечали, что успех зарубежных фирм в развитии судового
дизелестроения объясняется решимостью на значительные затраты на научно-исследовательские, опытно-конструкторские и технологические работы, а также решимостью не останавливаться даже перед необходимостью существенных изменений или коренной перестройки сложившегося
серийного производства.
Сегодня доля российских производителей в общем объеме мирового
судового дизелестроения в единицах мощности составляет не более 1%.
Ряд отечественных предприятий судовых ДВС и агрегатов на их базе уже
давно встали на путь выпуска лицензионных моделей двигателей ведущих
зарубежных фирм. Так, БМЗ выпускает модели по лицензии фирмы В&W,
«Русский дизель» – по лицензии французской фирмы S.E.M.T. Pielstick,
Дизельпром (г. Чебоксары) по лицензии немецкой фирмы МТU, РУМО –
по лицензии фирмы МАN. Отечественные конструкции судовых двигателей выпускают Коломенский завод, завод «Звезда» (г. Санкт-Петербург),
Волжский дизель им. Маминых, завод «Барнаултрансмаш» и некоторые
другие.
Для решения задачи возрождения, серьезного развития российского судостроения потребуется громадная работа многих отечественных проектировщиков и производителей судов, судового комплектующего оборудования и научно-технического корпуса. Сегодня есть примеры положительных сдвигов в отечественном судовом дизелестроении.
В июле 2007 г. в Санкт-Петербурге завершил работу третий Международный военно-морской салон МВМС-2007 (IMDS-2007), который проводился в соответствии с распоряжением Правительства РФ. В разделе
«Энергетические установки, корабельные системы и устройства, вспомогательное оборудование» были представлены дизелестроительные предприятия России ОАО «Коломенский завод», ОАО «Звезда», ОАО «завод
«Дагдизель», ООО «Уральский дизель-моторный завод и зарубежные производители (МАN Diesel, GE, MTU, S.E.M.T. Pielstick, CRM Spa Motori
Marini).
Предприятие «Звезда» принимало участие в составе Финансовопромышленной группы «Скоростной флот». Оно представило полнораз-
23
мерные модели выпускаемых двигателей основных модификаций: М532
(42ЧН 16/17), М470 (12ЧН 18/20), М480 (6ЧН 18/20) и макет новейшей
разработки предприятия – уникальной 2х-скоростной реверс-редукторной
передачи РРД 12000, мощностью 12000 л.с. Передача установлена на головной российский корвет нового поколения «Стерегущий», где в качестве
главных двигателей использованы два дизеля 16Д49 (16ЧН 26/26) производства Коломенского завода (см. рис. 12). Этот пропульсивный комплекс
оснащен современной микропроцессорной системой управления и контроля основных параметров работы.
Рис. 12.Новый высокофорсированный дизель 16Д49 мощностью 6000 л.с.
Новый двигатель 16Д49 имеет двойное назначение (для гражданского
транспорта и ВМФ). Его отличительной особенностью является система
наддува регистрового типа с электронным управлением отключением одной из турбин на режимах неполной мощности. Для достижения среднего
эффективного давления pme = 23,0 бар на двигателе применены новые камеры и крышка цилиндров, обеспечивающие интенсивное вихревое вращение воздушного заряда. Существенные изменения внесены в топливную
аппаратуру. Необходимые показатели надежности достигнуты повышением прочности крышек цилиндров, поршней, втулок цилиндров, блока и коленчатого вала.
Эти изменения позволили создать дизели Д49 третьего поколения.
Во время Международного салона состоялась презентация программы
перспективного сотрудничества ОАО «Звезда» с итальянской дизелестроительной компанией CRM Sрa Motori Marini, которая представила на корпоративном стенде свой современный W-образный дизельный двигатель
Д/SS-13R2 и разработанную для него и других перспективных моделей
систему Common Rail 3-го поколения. ОАО «Звезда» и итальянская компа-
24
ния организуют совместное предприятие, в задачи которого войдет организация единой сервисной и маркетинговой сети, а также внедрение инновационных инжиниринговых решений в целях существенного повышения
конкурентоспособности морских дизелей, производимых компаниями.
В числе лидеров военно-морской промышленности России принял
участие в международном салоне Уральский дизель-моторный завод
(УДМЗ). Дизель-генераторы АДГ- 630 производства УДМЗ также установлены на фрегате «Стерегущий» (фото корвета ВФМ России «Стерегущий»
представлено на рис. 13). Это первые изделия УДМЗ для военно-морского
флота, которые раннее это предприятие не изготавливало. Сегодня в сотрудничестве с УДМЗ заинтересованы такие предприятия, как «Северная
верфь», «Малахит», «Зеленодольское ПКБ» и многие другие.
Появление в качестве одного из главных экспонатов МВСМ-2007 головного российского корвета нового поколения «Стерегущий» демонстрирует окончание затяжного кризиса в отрасли отечественного судового дизелестроения, поскольку в составе энергетических установок корабля
представлены новые разработки сразу трех российских дизелестроительных предприятий - ОАО «Коломенский завод», ОАО «Звезда» и УДМЗ.
Рис. 13. Корвет ВМФ России «Стерегущий»
На международной морской выставке Нева-2007 (г. Санкт-Петербург,
Свитязь 2007г.) приняли участие более 70 отечественных и зарубежных
предприятий двигателестроения, в том числе, ЗАО «Брянский машиностроительный завод», ОАО «Коломенский завод, ОАО «Пензадизельмаш»,
входящие в ЗАО «Трансмашхолдинг», ОАО «Уральский дизель-моторный
завод», ОАО «Барнаултрансмаш», ОАО «Волжский дизель им. Маминых»,
25
ОАО «РУМО», «Волгодизельаппарат», зарубежные фирмы Caterpillar,
MAN Diesel, Wärtsilä NSD, MTU, Mitsubishi и ряд других.
Особый интерес у специалистов вызвала экспозиция ОАО «РУМО»
(«Русские моторы», Нижний Новгород), на который был представлен натурный образец нового судового дизеля собственной разработки размерностью ЧН22/28 цилиндровой мощностью 100-140 кВт при частоте вращения 750-1000 мин, причем интерес проявили зарубежные фирмы из Германии, Италии, Греции, Турции, Франции и других стран.
Это позволяет надеяться, что активное участие в международных выставках способствует восстановлению престижа российского судового
двигателестроения и его позиций в развитии морского транспорта России.
Заканчивая рассмотрение вопросов развития мирового судового дизелестроения, хотелось бы выразить сожаление, что Хабаровский край не
смог сохранить крайне важный для развития отечественного судостроения
Хабаровский завод «Дальдизель», несмотря на обращения российского
инженерно-технического сообщества.
Тепловозное дизелестроение
Большую группу мирового транспортного двигателестроения составляют тепловозные дизели. Эксперты считают, что комбинированные дизельные двигатели средней быстроходности, по крайней мере, еще лет 15
будут вне конкуренции на железнодорожном транспорте.
Следует отметить, что тенденции создания легких локомотивов с быстроходными дизелями в Европе не соответствует требованиям и условиям
работы на дорогах России. Вождение тяжелых составов, особенно на путях
сложного профиля, требует от локомотива большой силы тяги и мощности,
что не может обеспечить легкий тепловоз, рассчитанный для скоростного
движения. Кроме того, высокооборотный двигатель не может обеспечить
таких топливной экономичности и ресурсных показателей, как СОД.
Именно этим можно объяснить, что в США, Канаде, Великобритании, Китае практически все современные магистральные и многие маневровые тепловозы созданы на базе среднеоборотных дизелей.
В табл. 5 приведены характеристики современных и перспективных
тепловозных дизелей.
Комментарии к табл. 5
• Создание современного форсированного надежного дизеля, являющегося сложнейшей машиной импульсного действия, занимает 8-10
лет напряженной работы при негарантированном успехе. Примером этому
могут служить дизели 7НDL фирмы General Electric и дизели серии 265Н
фирмы General Motors.
26
Таблица 5
Характеристики современных и перспективных тепловозных дизелей
Тепловозы
Обозначение
дизеля (дизельгенератора)
Фирма, страна
Обозначение по
ГОСТу 4393-82
Мощность дизеля в
исполнении, кВт
Рабочий объем
цилиндра, л
Частота вращения
номин., мин-1
Частота вращения,
минимальная,
мин-1
Средняя скорость
поршня, м/с
Среднее эффективное давление,
бар
Степень сжатия
Удельный расход
топлива, г/ (кВт·ч)
Удельный расход
масла, г/ (кВт·ч)
Масса, т
Габариты, м (длина
х ширина х высота)
Экологические
показатели
2ТЭ25А
21-26
ДГ-01
ТЭП70БС
2ТЭ70
ТЭП150UA
2А-9ДГ-02
Тепловозы
ТЭ+2ТЭ70МК
2ТЭ35А
(проект)
Д500К
SD60MAC
(проект, США,
опытные образцы с 1997-98 г)
SD60, GD60
(США, с 1985
г.)
Модернизированные
тепловозы
SD45
(США)
DE1024
(Германия
1989 г.)
GEVO
V265H
710G3
3600
M282
General Motors,
США, (EMD)
General Motors,
США (EMD)
General Motors,
США (EMD)
12ЧН25/32
16ЧН26,5/30
16ДН23/27,8
Тепловозы
серии Dash8
(США, производство с 1985
г.)
АС6000
(США, опытные образцы с
1997-98 гг.)
7FDL
(EVOLUTION)
12ЧН
26/26
2500
16ЧН26/26
12ЧН26,5/31
General Electric
/ Deuts MWM
США, Германия
16ЧН22,9/26,7
3100
3100-4410
3015
3440/4474
4600
13,8
13,8
17
10,99
15,7
1000
1000
1000
1050
350
350
300
8,7
8,7
18,5
ОАО КЗ Россия
Проект ОАО
КЗ Россия
Caterpillar ,
США
Krupp Мак,
Германия
16ЧН28/30
12ЧН24/28
3100
4828
2650
16,54
11,64
18,46
12,66
1050
1000
900
1000
1000
385
350
нет данных
300
300
нет данных
10,5
9,3
11,2
10
8,4
10
9,3
19,6
27
20
20,8/27,4
21,2
11,3/16,5
19,5
21,4
14,5
195
12,4
195
15,5
190
12,7
196
15,5
200
15,4
нет данных
16
198
13
194
11,8
195
0,4-0,8
1,23
0,6
0,7
нет данных
нет данных
0,9
0,55
1,4-2,0
19,5
4,9х2,0х2,7
19,7
4,9х1,74х2,29
19,5
4,98х1,70х2,61
нет данных
5,23х1,74х2,63
17,96
5,57х1,73х2,61
Директива
2003/26/ЕС
нормы2009 г.
Tier-1
Tier-2
18,0
17,46
4,10х2,0 4,9х2,02х3,
х2,91
07
Европейские нормы
UC 6242
UC 6241
27
Нормы США
Tier-2
Tier-2
29,5
12
5,48х1,71х3,2 4,0х1,84х2,47
3
Европейские нормы
UIRG 42,1
Кроме того, создание нового типоразмерного ряда требует огромных
капитальных вложений для создания новой инфраструктуры обслуживания
и ремонта. Поэтому фирмы GE и GМ (США) постоянно совершенствуют
свои базовые модели 7FDL и V710CЗ и до сих пор успешно их продают.
По этому же пути пошел Коломенский завод, постоянно расширяя области
применения дизелей ряда Д49 (ЧН 26/26) и совершенствуя их с учетом результатов эксплуатации, достижений дизелестроительной науки и результатов научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ (по ресурсным, экологическим и экономическим показателям).
• Двигатель 12Д49М (12ЧН 26/26) с трехфазной подачей топлива выиграл тендерные испытания в Германии у двигателей Caterpillar и МаК,
двигатель 1А-9ДГ (16ЧН 26/26) выиграл сравнительные эксплуатационные
и стендовые испытания у двигателя 7FDL фирмы GE, несмотря на то, что
последний был оборудован электронной системой топливоподачи.
• Дизели 12ЧН26/26 (заводская марка 21-26ДГ-01) являются двигателями нового (четвертого) поколения. На них внедрены электронные системы управления топливоподачей и перепуском части воздуха из компрессора на вход в турбину. Этот двигатель успешно прошел эксплуатационные
испытания и был установлен на тепловозе нового поколения 2ТЭ25А.
Его экологические показатели соответствуют Европейским требованиям UIC 624.2. Специальная модификация этого дизеля по уровню выбросов вредных веществ соответствует нормам 2009 г., вводимых Европейской директивой 2004/26 ЕG (уровень выбросов вредных веществ должен быть понижен по NОx до 6-8 г/(кВт× ч), по СО – до 0,5-1,5 г/(кВт× ч), по
НС – до 0,4 г/(кВт× ч), твердых частиц – до 0,20 г/(кВт× ч). Эти нормативы
по экологическим показателям гораздо жестче норм по российскому стандарту ГОСТ Р 51249-99 для тепловозных дизелей в г/ (кВт·ч): NОx = 12,0;
СО = 3,0; СН = 1,0.
Ниже в табл. 6 даны результаты международных сертификационных
испытаний дизеля 12ЧН26/26 (зав.марка 21-26ДГ-01), проведенных экспертами сертификационного испытательного центра Германии – ТUV
NORD в сравнении с различными нормами, в том числе с нормами по российскому ГОСТ Р 51249-99. «Дизели судовые, тепловозные и промышленные. Выбросы вредных веществ с отработавшими газами. Нормы и методы
определения».
Двигатель 12ЧН 26/26 – первый разработанный и серийно выпускаемый в России тепловозный дизель, получивший международный сертификат соответствия. Это выдающееся достижение отечественного дизелестроения, которое дает Коломенскому заводу возможность экспорта своей
продукции в страны ЕС.
28
Таблица 6
Таблица действующих и перспективных экологических норм
для тепловозных двигателей
Удельные средневзвешенные
выбросы
NOx
CO
CH
Частицы
Результаты
Испытаний
(цикл F ИСО
8178/4)
6,93
0,87
0,23
0,178
Норма по директивам
ЕС 97/68ЕG
2004/26/ЕG
г/(кВт.ч)
7,4
3,5
0,4
0,2
Норма по требованиям
ТUV NORD
Нормы по
ГОСТ
Р 51249-99
7,05
3,18
0,38
0,18
12, 0
3, 0
1,0
-
Первая партия таких дизелей уже поставлена в Германию для модернизации немецких тепловозов, что является беспрецедентным случаем.
• Вернемся к таблице 5.
Задача создания в России грузового тепловоза для вождения тяжелых
составов на участках со сложным профилем пути при условии выполнения
экономических (по топливной и масляной экономичности) и экологических требований 2009-2012 годов может быть решена путем разработки и
внедрения дизеля нового типоразмерного ряда, что отражено в табл. 5.
Это высокофорсироваемый дизель новой размерности 12ЧН26,5/31
мощностью до 4410 кВт при частоте вращения 1000 мин-1, со средним эффективным давлением pme = 27,0 бар, с удельным расходом топлива 190
г/ (кВт·ч), удельным расходом масла 0,6 г/ (кВт·ч) и выполнением жестких
экологических нормативов. Форсировка двигателя по pme близка к максимально достигнутой в мире для среднеоборотных дизелей (28,2 бар у моделей 26Х фирмы Wärtsilä NSD).
Наиболее сложная задача здесь – одновременное снижение расходов
топлива и выбросов NOx, поскольку эти факторы зачастую оказываются
взаимоисключающими.
К мероприятиям по снижению расхода топлива серийных дизелей
ЧН26/26 и нового типоразмерного ряда ЧН26,5/31 можно отнести оптимизацию использования воздушного заряда в камере сгорания путем его турбулизации с одновременной оптимизацией камеры сгорания, увеличение
максимального давления цикла pmax до 200 бар, организацию процесса
при pmax = Соnst, оптимизацию процесса смесеобразования путем гибкого
управления параметрами топливоподачи и воздухоснабжения. Решение
последней задачи возможно только с внедрением электронных систем топливоподачи типа Common Rail одновременно с использованием прогрессивных систем воздухоснабжения (например, электрического инверторно-
29
го привода ротора турбокомпрессора). Эти направления представляют
особый интерес, поскольку с ростом pme двигателя они обеспечат улучшение характеристик практически во всем спектре работы тепловоза. Причем
инверторный привод ТК одновременно улучшает тяговые характеристики
двигателя.
Весьма эффективными мероприятиями, снижающими расход топлива,
могут быть традиционные:
- снижение механических потерь в двигателе за счет оптимизации
впускных и выпускных трактов (снижение насосных потерь);
- снижение потерь на трение за счет уменьшения числа поршневых
колец, что требует оптимизации формы и расположения колец при высочайшем уровне технологии их изготовления;
- снижение потерь на привод вспомогательных агрегатов (например,
использование комбинированных тяговых агрегатов с инверторным управлением без внешних вспомогательных электрических машин);
- использование специальных энергосберегающих масел.
В связи с ужесточением норм выбросов вредных веществ (а с 2012 г.
планируется ввести нормы Stage IIIB по формуле НС+ NОx / РМ до уровня
4,0/0,025 г/ (кВт·ч)) особый интерес представляют экологические мероприятия для тепловозных двигателей. Набор таких технологий снижения
эмиссии вредных веществ для тепловозных ДВС практически аналогичен
рассмотренному выше набору для судовых двигателей. К ним относится:
- многофазный впрыск топлива;
- использование цикла Миллера в сочетании с повышением давления
наддува и управляемыми фазами газораспределения (возможно с силовой
турбиной);
- использование водотопливных эмульсий или непосредственного
впрыска воды;
- рециркуляция отработавших газов за счет специальной настройки
фаз газораспределения;
- использование масляных ловушек в системах вентиляции картера
для снижения выбросов углеводородов, дымности и твердых частиц либо
применение автономных систем вентиляции;
- для снижения уровня выброса твердых частиц необходимо соответствующее качество моторного масла и топлива (необходимы топлива с
низким содержанием серы и моторного масла с малым содержанием сульфатной золы при высоком уровне щелочного числа);
- создание надежных нейтрализаторов отработавших газов на базе современных технологий; в ближайшее время нормы выбросов вредных веществ будут обеспечены за счет «внутренних мер» по двигателю, однако в
дальнейшем наличие нейтрализаторов станет обязательным.
30
Наиболее перспективной технологией нейтрализации можно считать
SСR-технологию, о которой рассказывалось выше при рассмотрении направлений развития судового дизелестроения. Появились и новые идеи с
применением нанотехнологий.
Следует отметить, что ужесточение показателей эмиссии, дымности и
твердых частиц осложнили решение задачи по обеспечению приемистости
двигателя. С точки зрения создателей тепловозов, приемлемым темпом набора мощности следует считать набор мощности не менее чем в 100 кВт/с.
Для обеспечения такого темпа с учетом вышеупомянутых требований,
необходимо жесткое согласование параметров топливоподачи и воздухоснабжения в процессе приема нагрузки. Очевидно, что для этого требуется,
в первую очередь, малоинерционный агрегат надува и многофункциональная электронная система управления двигателем, одна из функций которой
должна обеспечивать согласованную с воздухом подачу топлива, в том
числе за счет инверторного или регистрового привода ТК.
Принципиальным вопросом в развитии тепловозных ДВС становится
и уменьшение теплоотвода в системы двигателя, что может повысить КПД
установки и снизить вес вспомогательного оборудования. Приемлемой величиной удельного тепловыделения современного дизеля считают 0,65
кВт/кВт (на полной мощности), что может быть обеспечено введением высокотемпературного охлаждения в горячем контуре по воде и холодном
контуре по маслу. Это потребует резкого повышения качества масла и поверхностей трения, переход на подшипники коленвала типа Rilen Lager
либо применения несущего слоя с ионоплазмотронным напылением.
Таким образом, традиционное исполнение систем топливоподачи,
воздухоснабжения и охлаждения не в состоянии обеспечить высокую эффективность рабочего процесса во всем поле работы тепловозного двигателя. Именно поэтому главным отличием тепловозного двигателя нового
поколения, пример которого представлен в табл. 5 по Коломенскому заводу, является комплексное адаптивное управление системами двигателя, позволяющее реализовать резервы рабочего процесса в широком диапазоне
частей вращения и нагрузок, включая переходные режимы, прежде всего
для решения экономических и экологических задач, проблемы улучшения
тяговых характеристик.
Разумеется, комплекс научно-технических проблем тепловозного двигателестроения перечисленным не ограничивается. Требует особого внимания обеспечение ресурсных показателей двигателей (здесь и присадки к
воде, и сорта масел, и самоочищающиеся фильтры масла, и использование
новых материалов, в целом оптимизация конструкции базовых деталей и
др.). Много преимуществ сулит использование альтернативных видов топ-
31
лива (например, газообразных топлив, деметилового эфира), комплекс современных средств технической диагностики.
Стоит отметить, что жизненный цикл, например, магистральных тепловозов модульной сборки с дизелями новых поколений должен составить
40 лет, а стоимость жизненного цикла снизится не менее чем на 30%. При
этом магистральные и маневровые тепловозы с новыми тепловозными дизелями должны обеспечить повышение силы тяги на расчетном режиме в
1,7 раза, снижение удельного расхода топлива на 15%, удельного расхода
масла в 2-3 раза, трудоемкости технического обслуживания и технических
ремонтов в 2 раза.
В заключение хотелось бы сказать следующее.
В настоящее время многие фирмы работают над созданием экологически чистых альтернативных источников энергии, имеющих и некоторые
другие преимущества.
Это и гибридные установки, установки на водородных топливных
элементах. Над созданием твердоокислительных топливных элементов на
базе диоксидциркониевой керамики (SOFC-Solid Оxide Fuеl Cells) работают крупнейшая компания Mitsubishi Heavy Industries и другие, рассчитывая, что такие установки могут быть применены и в качестве силовых агрегатов водного транспорта мощностью до 1000-2000 кВт. В США создан
альянс Solid State Energy Conversion (SECA) – объединение индустриальных групп, работающих над ускорением коммерциализации SOFC – систем для стационарных, транспортных и военных приложений. Цель программы – строительство чистых угольных электростанций, производящих
энергию в водородных топливных элементов. В качестве топлива водородных элементов будет использоваться угольный сингаз (член альянса – известная фирма General Electric, работающая и по поршневым транспортным ДВС).
Перечень различных альтернативных топливных элементов, которые
создаются в мировой энергетике, можно было бы продолжить. Однако и
сегодня и завтра они могут обеспечить сравнительно недостаточную мощность, имеют ограниченное применение, не решены и проблемы со стоимостью 1 кВт энергии и с инфраструктурой. Поэтому хотелось бы еще раз
подчеркнуть, что в обозримом будущем (как минимум на 15-20 лет) поршневые комбинированные дизельные двигатели будут вне конкуренции на
морском и железнодорожном транспорте, поскольку еще далеко не
исчерпали своих потенциальных возможностей.
32
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ –
ФУНДАМЕНТАЛЬНАЯ СОСТАВЛЯЮЩАЯ ЭКОНОМИКИ
РЕСПУБЛИКИ САХА (ЯКУТИЯ)
Членов В.М. (Министерство транспорта, связи и информатизации Республики Саха (Якутия), Россия)
Представлен критический анализ и пути решения транспортной
энергетики Республики Саха (Якутия).
Республика Саха (Якутия) – географически крупнейший и экстремально сложный по климатическим параметрам регион Российской Федерации. Площадь ее территории равна площади европейской части России.
Огромная территория изобилует столь же огромными запасами недровых и биологических ресурсов. Общеизвестно, что на нашей территории находится до 30 процентов лесных ресурсов России, разведанные запасы каменного угля составляют до 1,5 млрд. тонн, открыты крупные запасы нефти, газа и газоконденсата, республика увеличивает добычу драгоценных металлов, алмазов и редкоземельных элементов. Это все широко
известные факты. Однако не менее известно и то, что республика остается
бездорожной территорией.
У нас всего 17 см железнодорожных путей на один квадратный километр территории и 52 см на душу населения. Чуть больше эти показатели по дорогам с твердым покрытием.
В составе транспортных коммуникаций главенствуют водные (речные, река – море, морские) и автомобильные по автозимникам, включая
ледовые дороги и переправы.
Транспорт – ключевая отрасль всей экономики республики. Только с
помощью его возможно привести в действие богатейшие природные ресурсы.
По поручению Президента Российской Федерации В.В. Путина Президентом и Правительством республики разработана «Схема развития
производительных сил, транспорта и энергетики Республики Саха (Якутия) до 2020 г. », которая одобрена Правительством РФ 8.02.2007 года.
Схема является основой стратегического планирования всех отраслей экономики и социальной сферы Якутии.
Республикой принята транспортная стратегия и программа развития
транспорта на период 2007- 2011 г.г. и основным направлениям до 2015 г.,
которые соответствуют транспортной стратегии Российской Федерации и
Федеральным целевым программам «Развитие транспортной системы России (2007-2015 г.г.)» и «Экономическое и социальное развитие Дальнего
Востока и 3абайкалья на период 1996-2002 г.г. и до 2010 г.»).
33
За основу развития транспортной системы принято создание опорной
транспортной сети наземных коммуникаций, ключевым звеном которой
является строительство железной дороги Беркакит - Томмот - Якутск. Дорога активно строится, обеспечена трудовыми ресурсами и производственными мощностями, хотя и испытывает затруднения с финансированием.
Как известно, Правительством Российской Федерации поставлена
задача продолжения этой дороги до Магадана с перспективой выхода ее к
Берингову проливу.
Республика является единственным регионом, в котором ведется железнодорожное и дорожное строительство такого крупного масштаба – с
5,5 млрд. руб. в 2005 г., в 2010 г. инвестиции увеличатся до 21 млрд. руб.
«Тягловая» сила на транспорте Республики Саха (Якутия) – это двигатели внутреннего сгорания. Весь автопарк, включая промышленный
транспорт угольных разрезов и кимберлитовых карьеров, строительная
техника, грузовые и легковые дорожные автомобили, все речные и морские суда, тяга строящейся железной дороги приводится в движение с помощью ДВС.
Транспорт Якутии будет работать на автономных энергоагрегатах
видимо всю первую половину текущего столетия. От ученых зависит, будет это именно ДВС или какой иной движитель.
Отсюда важность для нас проблемы повышения эффективности эксплуатации и технического развития ДВС. Особенность парка наших ДВС это преобладание дизелей производства бывших стран СЭВ и Финляндии в
составе наиболее мощных энергоустановок. Они установлены на судах.
Поэтому понятны проблемы современных судовладельцев - дороговизна
запасных частей и агрегатов ДВС, а тем более их замена заставляют искать
эффективные технологии продления моторесурса.
Парк ДВС на транспорте составляет около 200 тыс. единиц. Наиболее крупные из них установлены на речных и морских судах, на землечерпательном флоте и тепловозах - более 700 единиц.
Поэтому на речном и морском флоте начато применение фрикционно -регенирирующих составов (ФРС), которые позволяют восстановить
построечные параметры трущихся пар судовых дизелей непосредственно в
эксплуатации и сохранить их на сроки, определяемые механической прочностью несущих конструктивных элементов кинематики.
Это дает хороший эффект в виде экономии топлива, смазочного масла и трудоемкости ремонта по традиционной технологии.
О конкретных результатах применения ФРС участников конференции «Двигатель 2005» проинформировали специалисты ОАО «Ленское
объединенное речное пароходство», сервисной научно-производственной
фирмы (НПФ) «Дедал», Ленского филиала Российского Речного Регистра.
34
Но это не единственная технология продления моторесурса ДВС, которые
мы хотели бы видеть.
Хотелось, чтобы наука и передовая практика могли предложить для
практики широкий спектр технологий упрочнения и восстановления деталей ДВС, а в итоге комплекс мероприятий по их обновлению до первоначальных выходных параметров и даже с уменьшением удельного расхода
топлива, смазочных материалов, с повышением надежности в условиях
крайне сурового климата. Процесс разработки восстановительных технологий был начат в республике еще в дореформенный период, когда вошло
в практику восстановление чугунных деталей электро и газонаплавкой,
гальванизация антифрикционных покрытий и подобные технологии. Якутский НИИ физтехпроблем Севера СО РАН вплотную подошел к лазерному
упрочнению внутренней поверхности цилиндровых втулок ДВС.
Настало время вернуться к этой проблеме, но на современном уровне
с применением лазерных, энергоинформационных и нанотехнологий.
Это подтвердили и участники Международной научно-технической
конференции «Модернизация тепловозов. Пути решения», которая была
организована ОАО АК «Железные дороги Якутии» (Шимохин В.В.) под
эгидой Правительства Республики Саха (Якутия) и прошла в Якутске 16-20
августа 2007 года.
Хотелось бы обратить внимание ученых и производственников также на такую важнейшую проблему как качество топлива и смазок для
ДВС.
Ухудшение качества топлива стало общеизвестным фактом. Водители автомашин, механики судов и машинисты тепловозов зачастую бункеруются обводненным или засоренным топливом, разбавленным или вторичным маслом. Понятно, как это отражается на работе двигателя, его надежности и долговечности.
Нужна защита от недобросовестных заправщиков на дорогах, на реке, на море и на железной дороге.
Идеальным вариантом был бы карманный индикатор для автомобилистов, доступный каждому водителю и индикатор непрерывного действия
на бункербазах для машиниста тепловоза, механика судна и т.д. Только
строгий и массовый контроль самого потребителя способен исправить положение. Нужны научно обоснованные рекомендации.
Якутия богата идеальным адсорбентом - цеолитом. Возможно, он
мог бы найти применение для изготовления адсорберов судового, локомотивного, автомобильного и подобных вариантов. Нужны проекты простых,
надежных и удобных фильтрующих устройств этого типа.
С измельчением собственности на транспортные средства - суда, автомобили и локомотивы оказалась подорванной индустриальная ремонт-
35
ная база ДВС. Стерто понятие агрегатный, т.е. индустриальный ремонт,
исчезла межведомственная и внутриотраслевая кооперация в ремонтном
производстве. Ремонт ДВС превратился в кустарное ремесло. Качество ремонта контролируется слабо.
В этих условиях нам кажется, разумным было бы создание мобильных технологических комплексов по ремонту ДВС с использованием компактного инструментария, новейших ремонтных материалов и технологий.
Все это давно используется в мировой и частично отечественной практике,
но системный подход не выработан, рынок этих услуг по существу отсутствует, возникающие проблемы всякий раз решаются по-разному и, как
правило, далеко не по законам цивилизованного рынка.
Нам кажется также, что наука должна и обязана найти пути коренного обновления ДВС на основе принципиально новых ресурсо и энергосберегающих методов с применением высококачественных горючих смесей,
высокоточным дозированием и тщательно рассчитанным процессом сгорания. Не секрет, что на транспорте пока еще эксплуатируются ДВС замысла военных и даже довоенных лет, которые зарождались отнюдь не из
условий экономии топлива. Сегодня топливная составляющая перевалила
за 40 % в составе себестоимости транспортной продукции. Поэтому экономия топлива на транспорте – важнейший вызов прогресса.
Отметим, что термодинамический принцип работы дизельного ДВС
не изменялся с момента его изобретения Рудольфом Дизелем в 1897 году.
Да, более чем за столетие дизель стал бескомпрессорным, реверсивным,
наддувным, кинематически точным и электронно-управляемым. Но термодинамически он остался неизменным, основанным на сгорании органического вещества – нефтепродуктов.
Мы поддерживаем идеологию создания «интеллектуального» двигателя, провозглашенную Тихоокеанским техническим университетом на
конференции в 2005 году. Но вооружить ДВС интеллектом могут только
ученые, обладающие новейшими знаниями и на основе новейших, прежде
всего нано и энергоинформационных технологий.
Учитывая сформировавшийся прорыв на транспорте в Дальневосточном федеральном округе, прорыв не только количественный, но и качественный – мы входим в зону экстремально сложных климатических условий - нам представляется совершенно необходимым создание на Дальнем Востоке собственной школы транспортной энергетики, которая должна быть основана на опыте эксплуатации энергоагрегатов в суровых условиях в сочетании с новейшими теоретическими достижениями в области
термодинамики и кинематики.
Без хороших ДВС нет транспорта, без «интеллектуальных» ДВС нет
его развития и конкурентоспособности.
36
ПРОБЛЕМЫ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ И ОБСЛУЖИВАНИЯ
ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ В СЕВЕРНЫХ РАЙОНАХ
ДАЛЬНЕГО ВОСТОКА
Григоренко В.Г., Новачук Я.А. (Дальневосточный государственный
университет путей сообщения, Хабаровск, Россия)
Железнодорожный транспорт в настоящее время располагает утвержденной Правительством «Стратегией развития ОАО «РЖД» до 2030 г.».
Перспективы развития отрасли и инфраструктур регионов России формируются на фундаментальных проектах современности и богатейшего опыта исторического прошлого.
История железных дорог, а если точнее рельсового (колейного) транспорта уходит корнями в древность. Их возникновение связывают с промышленной революцией. Для успешного решения транспортноэкономических задач нужно было выполнить три условия: создание рельсов; разработку колеса с выступом (ребордой), не позволяющему колесу
сойти с рельсов; и, наконец, постройку локомотива (loko-movego – сдвигаю с места), на тот период – паровоза. Изготовление в 1738 г. металлических рельсов не привело к созданию железнодорожного транспорта с организованным движением поездов, поскольку отсутствовало совершенное
движущее устройство.
С исторических времен укоренилась за Россией одна из непростых
проблем – это ДОРОГИ.
В пределах ограниченных территорий (на горных разработках, промышленных предприятиях, в портовых зонах) грунтовые дороги улучшались различными путями: мощением, укладкой лежней. В 1788 г. появилась промышленная «чугунная» рельсовая дорога длиной 175 м на Александровском пушечном заводе (нынешний Петрозаводск).
20 ноября 1809 г в Петербурге издан царский манифест по созданию
«Главного управления водяных и сухопутных сообщений». В 1817 году
началось строительство первой шоссейной дороги с хорошим покрытием
между Петербургом и Москвой. Его завершили в 1834 г. Для перевозки
грузов по ней требовались до 10 дней.
27 сентября 1825 г. во всем мире считается датой создания железных
дорог.
30 октября 1837 г. считается днем создания Российских железных дорог. 1 ноября 1851 г. введена в строй (самая большая в мире, на тот период) двухпутная линия Петербург – Москва. Рельсы были уложены привозные – английские и бельгийские. Зима 1867 – 68 г.г. выдалась суровой.
Импортные рельсы не выдержали морозов. Десятью годами раньше (в ию-
37
не 1857 г) дальновидный Путилов Н.И. заключил договор на строительство
завода по производству отечественных рельсов. Необходимо заметить, что
они же обеспечили строительство Транссибирской магистрали.
Но не так все было безоблачно в историческом прошлом. История хранит тысячи технических и организационных курьезов при становлении и
развитии транспорта, в том числе и железнодорожного.
«Одним из наиболее рьяных и нетерпимых противников железных дорог был человек, призванный по своему служебному положению всячески
содействовать улучшению российского транспорта, - министр путей сообщения граф Толь. Будучи членом почти всех комитетов, созывавшихся
для рассмотрения проектов железных дорог, Толь неизменно выступал
против железнодорожного строительства в России вообще.
Наиболее полно Толь высказался в докладе Николаю 1. Он писал: «В
России, обладающей самыми удобными водяными сообщениями и довольно продолжительным зимним путем, я не вижу еще местности, где бы подобное применение железной дороги могло быть сделано с верным успехом».
Несколько позже Толь писал в отчете о работе возглавляемого им
Главного управления путями сообщения, что «вопрос об устройстве в России железных дорог, коими предлагается в разных местах заменить с
большой выгодой водяные сообщения, требует рассмотрения в особенностях нашего судоходства» (т.е. с точки зрения интересов судовладельцев).
Одним из наиболее излюбленных доводов против железных дорог была ссылка на невозможность наладить регулярное железнодорожное сообщение в России из-за сурового климата. Печатались крикливые статьи и
лубочные брошюрки, вульгарно высмеивающие идею железнодорожного
строительства. В одной анонимной брошюрке тех лет так изображалась
зимняя обстановка на железной дороге: «Когда сошник самобега (паровоза) встретит массу обледенелого сугроба, тогда вы представите собою
жалкий, но поучительный пример ничтожества искусства против элементов природы, а паровоз при встрече со снежным сугробом уподобится барану, упершемуся в стену и брыкающемуся с досады задними ногами. А
ведь зимой никто не будет ездить по железной дороге. Я признаюсь, что
кроме необходимости – ничто в мире не может заставить меня лететь со
скоростью 40 верст в час навстречу ветру, бросающему в лицо с противодействующей быстротой мелкий оледенелый снег, ветру, охлаждающему
оконечности моего носа до 1 градуса, что по толкованию алгебры доказывает, что я останусь без носа».
Сто лет назад, 31 марта 1908 г., Петр Аркадьевич Столыпин, выступил
в Государственной Думе с судьбоносной для России речью «О сооружении Амурской железной дороги». Убедительные основания были услыша-
38
ны Думой и Государем и быстрыми темпами началось строительство
Амурской железной дороги. В том же 1908 году Приамурское Российское
географическое общество снарядило на Сихотэ – Алинь экспедицию В.К.
Арсеньева с целью отыскания кратчайших путей от Хабаровска до Императорской Гавани (ныне Советская Гавань) и от Хабаровска до Де – Кастри под железнодорожные магистрали.
В 1916 году, кабинет Министров Российской империи утвердил представленный Министерством путей сообщения «План железнодорожного
строительства на 1917-1930 годы в Восточной Сибири и на Дальнем Востоке». Всего намечалось построить 9133 версты железных дорог, в том
числе: на Николаевск – на – Амуре, Джалиндинской, Де-Кастринской,
Якутской, Сучанскую ветку до бухты Святой Ольги, Хабаровск – село
Пермское – на –Амуре – Горин – Амгунь, село Пермское – на – Амуре –
Императорская Гавань.
Работа над «Стратегией развития железнодорожного транспорта Российской Федерации до 2030 г.» возродила интерес к проектам нового железнодорожного строительства в стране. На сегодняшний день по планам
принятой «Стратегии» ведется проработка проектов: Полярно-Сибирской
железной дороги, соединяющей Балтийское и Охотское моря по опорным
пунктам Санкт-Петербург – Салехард – Ханты Мансийск – Якутск – порт
Охотск.
Полярная железная дорога: Уренгой –Дудинка – Тура – Мирный –
Якутск – Магадан – мыс Уэлен (Беринговый пролив) – Анадырь – Петропавловск (Камчатка); железнодорожный переход через пролив Невелького
на о. Сахалин, от Комсомольска – на – Амуре – Николаевск – на-Амуре
железнодорожный переход через пролив Лаперуза на территорию Японии.
Безусловно, что для обеспечения перевозочного процесса по этим проектам требуется надежный и эффективный парк автономных локомотивов.
Оглядываясь в недалекое прошлое, нельзя еще раз не подчеркнуть то
важнейшее обстоятельство, что даже сторонники железных дорог, приводя
свои доводы в их пользу, не осознавали самого важного – той роли, которую они (железные дороги) сыграют впоследствии во всей жизни страны, в
её экономическом, социальном, политическом и оборонном развитии. Мы
с Вами можем констатировать это теперь, за предшествующий период и
остаются такие же трудности заглянуть в будущее с оценкой перспектив,
как и у наших предшественников.
Вернемся, однако, к вопросу о создании локомотивов, как к одному из
основных составляющих железных дорог.
В России проект первой в мире универсальной паровой машины разработал и построил, в 1763 г. первый русский теплотехник И.И. Ползунов.
За рубежом первую пригодную для эксплуатации паровую машину в 1769
39
г. построил англичанин Джеймс Уатт, получивший патент на универсальный паровой двигатель. В России постройку паровых машин возобновили
в 1824 г. крепостные отец Е.А. Черепанов и сын М.Е. Черепанов. Вполне
понятно, что приспособить конструктивные решения отечественных ремесленников к тяговым процессам было делом весьма сложным. Паровая
тяга так же не сразу завоевала признание и доверие потребителей. Эксперты высказались в пользу паровой тяги, но не с помощью локомотивов, а
канатов, влекомыми наземными машинными станциями.
Когда же паровая машина обосновалась на шасси и появились первые
паровозы, далеко не все «отцы» локомотива доверяли сцеплению гладких
колес со столь же гладкими рельсами. Колесо, по их мнению, не могло
справиться с новой для него ролью - движителя, обеспечивающего поступательное движение локомотиву и составу.
О пышущих дымом локомотивах писали газеты того времени: «Они
помешают коровам пастись, а курам нести яйца. Соседние с дорогой деревни сгорят. Отравленный паровозом воздух убьет птиц. Путешествие по
железным дорогам будет крайне опасно, так как паровики будут взрываться и разносить в клочья пассажиров».
Многие ученые, инженеры и изобретатели в Х1Х веке пытались создать более совершенный, чем паровая машина Джеймса Уатта, тепловой
двигатель и сделать на его основе более легкую и дешевую энергетическую систему, чем паросиловая установка паровоза, сконструированного
Ричардом Тревитиком и Джорджем Стефенсоном, чтобы применить её для
наземного и водного транспорта.
В итоге многолетних исследований Рудольф Дизель пришел к выводу о
необходимости изменить рабочий процесс по сравнению с процессом в
существовавших тепловых двигателях. Идея такого процесса была сформулирована в 1892 г. в выданном ему патенте «Рабочий процесс и способ
выполнения одноцилиндрового и многоцилиндрового двигателя». Более
подробно принцип работы будущего двигателя изобретатель изложил в
брошюре, изданной в 1893 г. под названием «Теория и конструкция рационального теплового двигателя, призванного заменить паровую машину и
другие существующие, в настоящее время, двигатели».
Все познается в сравнении. После проведения 17 февраля 1897 г. официальной заключительной серии испытаний в Мюнхенской Высшей технической школе было отмечено: « … Из всего количества тепла, подведенного с топливом, превращается в работу 34,2% при полной нагрузке … необычайно простое разрешение вопроса об изменении мощности путем регулирования подачи топлива, что дает возможность менять мощность двигателя с эластичностью, свойственной только паровой машине».
40
Несмотря на такое обещающее будущее дизель – мотору, труднее всего, оказалось использовать дизель на локомотивах железных дорог. Сейчас
очевидно, что в отличие от паровоза тепловоз нельзя построить без так называемой передачи, которая позволяет гибко трансформировать вращающий момент вала дизеля на колеса. За счет «передачи» обеспечивается работа дизеля с постоянной (наибольшей – для реализации его расчетной
мощности) частотой вращения вала при переменной частоте вращения ведущих колес локомотива, зависящей от скорости его движения.
Одним из первых взялся за это сам изобретать двигателя. Первая попытка построить поездной тепловоз относится к 1906 г. При участии изобретателя было организовано «Общество термолокомотив». Около шести
лет Р. Дизель и инженер Клозе работали над проектом дизельного локомотива. Тепловоз был построен к 1913 г. Эксплуатационные испытания выявили ряд существенных недостатков. Эти недостатки были принципиальными и неустранимыми. В результате тепловоз оказался непригодным к
эксплуатации.
Следует заметить, что на решение трудной задачи – создание мощного
работоспособного дизельного локомотива – тысячам ученых и конструкторов многих стран пришлось потратить несколько десятков лет.
Наша страна, Россия, является активной участницей создания тепловоза.
В начале 1900х годов профессор В.И. Гриневецкий разработал оригинальный проект реверсивного тепловозного двигателя внутреннего сгорания. В 1908 г. двигатель был построен на Путиловском заводе. В 1905 году
Н.Г. Кузнецовым и А.И. Одинцовым был предложен проект локомотива с
дизельной установкой. Была проделана огромная теоретическая и экспериментальная работа учеными и инженерами Шелестом А.Н, Ломоносовым Ю.В., Гаккель Я.М.
Несколько десятилетий тепловозная тяга называлась прогрессивной. В
60-70г.г. полигон магистральных линий с тепловозной тягой составлял
почти 100 тыс.км или 65% всей сети. В настоящее время, но уже для дорог
Российской Федерации, полигон составляет около 48% из 80 тыс. км.
Начиная с 1931 г., отечественным тепловозостроением создано более
150 серий и модификаций магистральных тепловозов общей численностью
47 тыс. секций. При этом только 10 серий и модификаций можно отнести к
массовым, насчитывавшим свыше 1000 секций в каждой.
Структура секционной мощности магистрального парка, определяемая
мощностью дизеля, выглядит следующим образом: тепловозные секции
мощностью 1520 кВт (2 тыс. л.с.) – 41,7%, мощностью 2200 кВт(3 тыс.л.с)
– 54,1% и мощностью 3040 кВт (4 тыс. л.с) – лишь 4,2%. Максимальный
средне-эксплуатационный кпд тепловозов составил всего 30%.
41
В настоящее время около 85% грузового магистрального тепловозного
парка (более 9 тыс. секций) РФ составляют серии ТЭ10 (дизель 10Д100) и
М62 (14Д40). Они были созданы более 30 лет назад и сегодня определяют
эффективность данного вида тяги. Остальные 14-15% приходится на
2ТЭ116 (дизель Д49), которые создавались в начале 70х годов прошлого
столетия. Все эти тепловозы, при этом имеют большую единичную стоимость и себестоимость эксплуатации. Данное обстоятельство – одна из
причин роста себестоимости перевозок на тепловозной тяге
Заметим, что в ОАО «РЖД» до настоящего времени проблематично с
прозрачной, реалистичной методикой сравнительной функционально –
стоимостной оценкой эффективности применения вида тяги (ЭПС или тепловоз) и его окупаемости. Например, планируемая электрификация участка в 257 км Красноярской ж/д оценивается в 15 млрд. руб., без учета
стоимости электроэнергии на тягу и предполагаемых объемов перевозок.
В этом случае работа на тепловозной тяге позволяет получить 500 млн.
руб. экономии ежегодно, на тот же объем перевозочной работы. И это при
условиях, когда эксплуатационники имеют достаточно претензий к качеству локомотивов.
Из всего разнообразия факторов, влияющих на конкурентоспособность
тепловозной тяги, необходимо выделить шесть основных: уровень единичной мощности; топливно-энергетический коэффициент полезного действия; величина единичной стоимости локомотива; стоимость жизненного
цикла, определяемая затратами на обслуживание, а также на плановые и
неплановые ремонты; коэффициент готовности тепловоза и показатель
использования мощности дизеля.
Все факторы, в большей или меньшей степени, для локомотивного хозяйства, проблематичны. Выделим фрагментарно:
1. Обновление парка. Только сейчас (в 2008 г.) планируется создание
производственных мощностей и организация выпуска в 2012 году семейства дизелей нового поколения мощностью от 1200 до 3300 кВт.
Для снижения среднего «возраста» магистральных тепловозов до 19
лет, к 2015 году необходимо поставить на дороги ОАО «РЖД» около 3000
тепловозов, а, следовательно, и дизелей. Надо сказать, что Коломенским
заводом разработаны новые модификации дизель – генераторов 2А-9ДГ-01
и 2А-9ДГ-02 под тепловозы 2ТЭ70 иТЭП70БС, соответственно. Изготовлены и поставлены Брянскому заводу дизель – генераторы 21-26ДГ и 2126ДГ-01 с 12-цилиндровыми дизелями, но мощностью 2500 кВт, для тепловозов 2ТЭ25К (с передачей переменно-постоянного тока) и 2ТЭ25А (с
передачей переменного тока).
Сможет ли Коломенский завод обеспечить потребность ОАО «РЖД» в
тепловозных дизелях к 2015 г. Однозначно ответить невозможно.
42
Имеющийся опыт эксплуатации опытной партии тепловозов 2ТЭ70
(грузовой вариант) на Восточно-Сибирской железной дороге свидетельствует, что монопольная стоимость одного тепловоза в среднем составляет
от 55 до 110 млн. руб. и, к сожалению, качество тепловозов находится на
крайне низком уровне. Коэффициент технической готовности гарантийных
тепловозов 2ТЭ70 по количеству неплановых ремонтов на 1 млн.км пробега составил 115 случаев, что превышает показатель технического задания в
10 раз. Более 50% отказов приходится на дизель ряда Д49.
2. Очень существенная проблема отечественного дизелестроения в
низком эксплуатационном топливно-энергетическом кпд, который (повторюсь) находится в пределах 30-35%. По расходу топлива тепловозные дизели 14Д40 уступают зарубежным в 4,5 раза, 10Д100 (2ТЭ10М) – в 4 раза,
Д49 (2ТЭ116, ТЭП70) от 2,6 до 1,4 раза. Эксперты подтверждают, что кпд
локомотива 33% и более фактически уравнивает топливно-энергетическую
экономичность тепловозной и электрической тяги.
3. Возвращаясь к проектам полигонов железных дорог становится понятным, что насыщение локомотива современными средствами автоматики и электроники, обеспечение коэффициента технического использования
на уровне 99,96% - веление времени. При этом хорошо бы еще и помнить,
что автономный локомотив является наиболее периферийным, а периферия Сибири, Якутии, Дальнего Востока требует от систем, конструкций,
технологий, чтобы с ней обходились уважительно. Иначе не хватит в ОАО
«РЖД», в государстве финансовых средств для выполнения рентабельных
перевозок.
4. Эксплуатируемые серии тепловозов, по оценкам экспертов, расходуют на неплановые отказы оборудования, за первые 10 лет эксплуатации
все амортизационные отчисления на 25 лет вперед. ОАО «РЖД» обеспокоена таким качеством продукции производителей железнодорожной техники.
В настоящее время подписано соглашение о взаимодействии ОАО
«РЖД» и Федеральным агентством по техническому регулированию и метрологии.
Главная цель – это не просто повышение качества продукции как таковое, а создание системы сервисного обслуживания, которое сопровождает
технику весь срок службы, работая при этом не на устранение, а на упреждение отказов.
Планируется, что в 2010 году ОАО «РЖД» будет в основном использовать продукцию, изготовленную по новым стандартам на основе правовых
технических регламентов.
43
СТРАТЕГИЯ РЕМОНТА И ОБСЛУЖИВАНИЯ ПОРШНЕВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ НА ТЕПЛОВОЗАХ
Дмитренко И.В. (Дальневосточный государственный университет
путей сообщения, Хабаровск, Россия)
В статье приводятся особенности существующей системы обслуживания и ремонта поршневых двигателей тепловозов, ее недостатки и
дается стратегия, учитывающая их техническое состояние.
На железных дорогах России для поддержания локомотивов в работоспособном состоянии уже длительное время используется система планово-предупредительного ремонта (СППР). Основными характеристиками системы являются: нормативные перечни работ, подлежащих обязательному выполнению; регламентированные величины допусков на технические параметры, с которыми локомотив должен поступать в эксплуатацию после его ремонта; нормативы пробегов (наработки) до обслуживания и ремонта. Причем, эти характеристики дифференцируются
для различных типов дизелей и являются обязательными для локомотивов, эксплуатируемых на всех дорогах России (табл.1).
Таблица 1
Средние нормы периодичности обслуживания
и ремонта грузовых тепловозов
Техническое
обслуживание
Серия тепловоза
ТЭ10 с дизелем
10Д100
ТЭ10 с дизелем
Д49
Текущий ремонт,
тыс. км.
ТО-2,
ч
72
ТО-3,
тыс.км.
10
ТР-1
50
ТР-2
150
ТР-3
300
72
15
50
200
400
Средний
ремонт,
тыс. км
Капитальный
ремонт,
тыс. км.
600
1200
800
1600
Однако, выполнение требований СППР, не гарантирует высокую работоспособность узлов локомотивов. Так, согласно Департаменту локомотивного хозяйства ОАО «РЖД», ежегодно на железных дорогах происходит большое количество неплановых ремонтов, вызванных отказами
оборудования тепловозов, причем наибольшее количество приходится на
поршневой двигатель внутреннего сгорания (ДВС). В табл. 2 приведено
удельное количество отказов узлов ДВС (на 1 млн. км) за год эксплуатации, из которой видно, что на них приходится около 61% всех отказов
оборудования тепловоза.
44
Причинами отказов является то, что СППР не учитывает факторы,
влияющие на техническое состояние ДВС (рис.1).
Таблица 2
Удельное количество отказов узлов ДВС
Наименование
узлов
Удельное
количество
отказов
Коленчатый вал,
цилиндро-поршневая группа
Воздухоохладитель и турбокомпрессор
Система охлаждения и холодильное
устройство
Остальное оборудование тепловоза
2,3
0,85
1,74
3,08
Как видно из него, состояние узлов ДВС зависит от: условий эксплуатации (степень загрузки, климатические условия), качество управления,
восстановительных операций при ремонте и т.д.
Рис.1. Структура основных факторов, определяющих техническое
состояние ДВС
В связи с этим стоит задача приблизить параметры СППР к эксплуатационной модели поездной работы тепловозов, т.е. производить обслуживание и ремонт по техническому состоянию. Данную проблему можно
решить используя комплекс информационных технологий и средств диагностирования. Такой подход к оптимизации системы позволит повысить
45
объективность и глубину проверок, полноту и достоверность оценки технического состояния каждого ДВС для приведения работ в соответствие с
действительной потребностью в оздоровлении.
Комплекс информационных технологий включает в себя прогнозирование остаточного ресурса «слабых» узлов, путем ведения по ним базы данных по отказам и электронных «досье», т.е. паспортов. Анализ отказов за
предшествующий период позволяет рассчитать показатели надежности и
по ним установить предварительный срок обслуживания и ремонта. «Досье» ведется на узлы, оценку состояния которых нельзя выполнить методами технической диагностики. По ДВС к ним можно отнести: шейки и
подшипники коленчатого вала, зубчатую передачу распределительного вала, подшипники турбокомпрессора, вертикальную передачу и т.д. Проводя
измерения в процессе обслуживания и ремонта и фиксируя время между
ними, рассчитывается скорость нарастания износа и, зная предельные величины, срок ремонта или замены узла (табл. 3).
Таблица 3
Паспорт технического состояния ДВС, дата последнего замера
Параметры
1.По пробегу тепловоза от последнего ремонта:
1.1. Ввести пробег тепловоза от КР на день последнего замера, тыс. км.
1.2. Ввести норму пробега тепловоза между КР,
тыс. км
1.3. Ввести среднесуточный пробег, тыс. км.
1.4. Рассчитать количество дней до постановки тепловоза на КР
2.По состоянию шеек коленчатого вала:
2.1.Ввести допустимую овальность шейки, мм
2.2.Ввести максимальную овальность коренной
шейки в момент предпоследнего замера, мм
2.3.Ввести пробег тепловоза от КР в момент предпоследнего замера, тыс. км.
2.4.Ввести максимальную овальность коренной
шейки в момент последнего замера, мм
2.5.Ввести пробег тепловоза от КР в момент последнего замера, тыс. км.
2.6.Рассчитать скорость нарастания износа шейки,
мм/ тыс. км.
2.7.Рассчитать пробег тепловоза до обточки шеек,
тыс. км.
Сроки проведения капитального ремонта:
46
Обозначение
Величина
LI+1
190
LH
600
SC
0,3
SP
2000
ОD
0,06
ОI
0,02
LI
80
OI
0,04
LI+1
190
VШ
0,00025
LP
80
1. Исходя из выполненного пробега, сут. – 1366.
2. Исходя из состояния шеек коленчатого вала, тыс. км/ сут . – 80 / 266.
В процессе обслуживания и ремонта детали ДВС подвергаются диагностики методами неразрушающего контроля, предусмотренных технологией СППР, на основе средств дефектоскопии различных видов и специального оборудования для испытания отремонтированных агрегатов перед
их установкой на ДВС. Так, например, испытанию подвергаются: водяные
и масляные насосы, турбокомпрессор, топливная аппаратура и ДВС после
его сборки.
Кроме этого, узлы ДВС могут подвергаться диагностированию в процессе эксплуатации и при проведении обслуживания и легких ремонтов. В
первую очередь диагностированию подлежат узлы, состояние которых в
наибольшей степени влияют на экономичность и безотказность дизеля.
Для этого необходимо использоваться стационарные комплексы и переносные приборы, прошедшие аттестацию и сертификацию. Все они должны иметь собственный компьютер, способный формировать диагноз на
основании непосредственного ввода в нее информации об измерениях от
датчиков контроля параметров, вырабатывать рекомендации по объему работ и определять очередной срок проверки.
В настоящее время в локомотивных депо находит широкое применение
комплексы «Локомотив» - АЛ-030 и «Магистраль». Эти комплексы созданы на базе современных процессоров и программного обеспечения, что позволяет оценивать большое количество параметров ДВС. Так, комплекс
«Локомотив» оценивает распределение мощности по цилиндрам, измеряет
и рассчитывает часовой и удельный расходы топлива, проводит диагностику топливной аппаратуры и турбокомпрессора, измеряет компрессию в
цилиндрах и т.д. В комплексе «Магистраль» дополнительно оценивается
диаграмма газораспределения в цилиндрах, повышенный износ пары поршень – втулка, состояние клапанного механизма, состояние газовоздушного тракта, состояние воздушных фильтров. Сообщение о каждой выявленной неисправности сопровождается перечнем конкретных рекомендаций
по их устранению, вплоть до указания, к примеру, на сколько градусов
нужно изменить угол опережения подачи топлива, чтобы привести рабочий процесс в норму.
Однако, эти комплексы имеют общий недостаток: они не позволяют с
большой точностью выявить основную неисправность топливной аппаратуры (топливного насоса и форсунки), а предлагают провести визуальную
проверку целого ряда параметров. Эта особенность требует дополнительного времени и не позволяет полностью автоматизировать диагностику
ДВС.
47
Существенно улучшить оценку технического состояния узлов ДВС
можно используя встроенную в тепловоз систему диагностики. Так, на новых пассажирских тепловозах серии ТЭП 70БС, применен мощный диагностический комплекс, основанный на использовании современного процессора и измерительной аппаратуры. Сейчас ставится задача передачи
полученной информации в локомотивное депо, чтобы к прибытию тепловоза получить карту технического состояния основных узлов, позволяющую целенаправленно проводить осмотр и ремонт ДВС.
В качестве проблемного вопроса при разработке стратегии ремонта
ДВС согласно технического состояния его узлов, можно назвать объединение статистической и инструментальной диагностики в единое целое: первая позволяет рассчитать сроки ремонта для всей общности ДВС данного
локомотивного депо, а вторая – конкретизировать эти сроки для конкретного ДВС. Другими словами компьютер должен периодически рассчитывать сроки ремонта узлов ДВС и давать полную информацию о его состоянии для конкретного тепловоза.
Внедрение СППР позволит повысить безотказность оборудования ДВС;
экономичность, за счет обнаружения и устранения неисправностей узлов,
влияющих на расход топлива; надежность, за счет снижения числа отказов
и эффективность работы локомотивов, путем снижения затрат на обслуживание и ремонт.
ЛИТЕРАТУРА
1. Осяев А.Т. В новом режиме работы. Концепция системы ремонта подвижного состава по техническому состоянию / А.Т. Осяев, А.Б. Подшивалов // Локомотивы.-2000.- №10.- С 7-10.
2. Осяев А.Т. Управление техническим состоянием локомотивов/ А.Т.
Осяев, А.Б. Подшивалов // Вестник ВНИИЖТ.- 2003. - №1. – С 20 – 23.
48
Тихоокеанский
государственный
университет
Дальневосточный
государственный
университет путей
сообщения
Повышение
технического уровня,
вопросы тепловой
напряженности поршневых ДВС
и двигателей
специальных конструкций
СОЗДАНИЕ СОБСТВЕННОЙ НАУЧНОЙ ШКОЛЫ
ПО ТРАНСПОРТНОЙ ЭНЕРГЕТИКЕ В ДАЛЬНЕВОСТОЧНОМ
РЕГИОНЕ – ВЕЛЕНИЕ ВРЕМЕНИ
Смердов В.Н. (Министерство транспорта, связи и информации
Республики Саха (Якутия), Россия)
Представлено видение Министерства транспорта, связи и информатизации на проблемы поршневых двигателей в условиях Республики Саха
(Якутия).
Решительный прорыв в модернизации и развитии транспортной инфраструктуры Республики Саха (Якутия) – беспрецедентный случай
транспортной истории России со времен строительства Транссиба. Строящаяся железная дорога Беркакит-Томмот-Якутск сооружается и действует
одновременно, как когда-то Транссиб.
Она реально становится основой опорной сети всех транспортных
коммуникаций республики и станет главным фактором прогресса ее экономики и всего Дальневосточного федерального округа.
Такой масштаб транспортного строительства требует не только огромной массы ресурсов, но и огромной политической воли.
Такая воля и была проявлена Президентом РФ В.В. Путиным два года
назад, когда им непосредственно в Якутске были приняты исторические
решения по развитию республиканской и межрегиональной транспортной
системы.
Железная дорога Беркакит-Томмот-Якутск открывает новую экономическую эпоху Республики Саха (Якутия). Она даст толчок развитию не
только производственных отраслей, но и всех смежных видов транспорта.
Все они на пороге принципиальных качественных изменений.
Суровые климатические условия предъявляют к эксплуатации транспорта необычайно высокие требования.
Главное из них – конкурентоспособность. Это значит надежность и
безопасность при высокой экономичности.
Достижение этой цели является весьма сложной задачей, поскольку
решение ее усложнено объективно действующими факторами – повышенными первоначальными затратами и высоким уровнем текущих расходов.
Достичь этой цели возможно только за счет применения самой современной техники и технологий перевозок, самого высокого уровня организации производства.
Железная дорога Беркакит-Томмот-Якутск это уникальная магистраль.
При ее сооружении используются новейшие методы транспортного строи-
51
тельства, осуществляется глубокое научное сопровождение. Но транспортные средства – тяга и подвижной состав, остаются теми же, что и на
всей сети железных дорог России. Никаких специфических транспортных
средств для этой магистрали не создается.
Отсюда крупная и своеобразная инженерная задача – как можно скорее
и теснее «привязать» серийную технику к экстремальным условиям эксплуатации в необычайно суровых климатических условиях.
В этой ситуации тепловоз – главный и самый сложный элемент техники движения на железной дороге, пока не имеет альтернатив и, очевидно,
не получит их на протяжении по меньшей мере всей первой половины 21
века.
Энергоблоком тепловоза является поршневой двигатель внутреннего
сгорания (ДВС) – дизель.
Этот источник энергии характерен для водного и для автомобильного
транспорта республики.
Дизель есть и останется основной энергетической силой транспорта
республики и всего севера еще на длительное время.
Отсюда важность совершенствования термодинамического цикла и
конструкции дизеля, методов его технической эксплуатации.
Учеными и передовой практикой Дальневосточного региона предпринимаются определенные усилия по совершенствованию поршневого двигателя и, в частности, дизеля.
В 2005 году в Хабаровске прошла международная научно-техническая
конференция «Актуальные проблемы развития и эксплуатации поршневых
двигателей в транспортном комплексе Азиатско-Тихоокеанского региона»
(Двигатель 2005).
Именно на этой конференции впервые учеными Тихоокеанского государственного университета (ТОГУ) доктором технических наук В.А. Лашко и к.т.н. Г.А. Конксом была озвучена идеология «интеллектуального»
двигателя, которая получила поддержку и одобрение всех участников конференции, в том числе делегации специалистов Республики Саха (Якутия).
«Интеллектуальный» ДВС - это энергоагрегат, способный на основе
непрерывной информации о параметрах работы и компьютерных программ оптимизации термодинамического режима работы для конкретных
условий движения, а также самовосстановления износов трущихся поверхностей избирательным переносом вещественных частиц материалов, вводимых в системы ДВС обеспечить высокий технический уровень энергетической установки с поршневыми двигателями в условиях рядовой эксплуатации.
«Интеллектуальных» качеств у двигателя может быть множество, но
основными и обязательными должны быть:
52
- непрерывная безразборная диагностика (мониторинг) состояния по
основным параметрам работы с выдачей программ коррекции состава
рабочего тела в зависимости от ингредиентов;
- управление термогазогидродинамическими параметрами, тепловыми нагрузками на детали двигателя, износами в элементах трения и т.д.
в зависимости от условий эксплуатации;
- способность уменьшения расхода органической составляющей (топлива) в энергетической субстанте на основе наноэнергоинформационного управления наноструктурой рабочего тела;
- обеспечение заданной степени очистки отходящих газов и жидкостей при любых режимах работы.
Перечень этих качеств может быть продолжен. Все это приближает
двигатель к понятию «организм», отдаляя от понятия «механизм».
Вместо обыденного жизненного цикла: норма отработки моточасов –
разборка- дефектация– ремонт, вторая, третья и т.д. норма по тому же
принципу, двигатель должен перейти на новый, «интеллектуальный», жизненный цикл: непрерывный мониторинг главнейших параметров – диагноз
без остановки работы – программа коррекции режима и инградиентов,
вводимых из вне – автовосстановление – остановка работы только для модернизации или полной замены.
Это подтвердили и участники Международной научно-технической
конференции «Модернизация тепловозов. Пути решения», которая была
организована ОАО АК «Железные дороги Якутии» (Шимохин В.В.) под
эгидой Правительства Республики Саха (Якутия) и прошла в Якутске 16-20
августа 2007 года.
На конференции подробно проанализировано соотношение уровней
развития современных зарубежных и отечественных тепловозных двигателей.
Во всех выступлениях участников конференции красной нитью выражена мысль – модернизация (ремоторизация) тепловозов и тепловозных
ДВС является сегодня основным направлением поддержания годности
парка действующих машин. При этом насыщение ДВС «интеллектуальными» системами занимает ведущее место в этом направлении.
Ученые и практики совершенно обоснованно признают и считают, что
за более чем 100 летнюю историю развития транспортного ДВС – дизели и
карбюраторные моторы принципиально не изменились, т.е. ДВС остается
термодинамическим агрегатом с получением энергии из органических веществ
и
кинематической
схемой
преобразования
возвратнопоступательного движения во вращательное с помощью кривошипношатунного механизма, т.е. в точности также, как у паровой машины.
53
В первом случае используется энергия сгорания внутри цилиндра,
приводящая в движение поршень. Во втором случае в цилиндр впускается
под давлением готовая энергетическая субстанта, способная к расширению
- пар высокого давления, двигающий все тот же поршень.
Закономерен вопрос – не устарел ли ДВС?
Да, принципиально он не изменился.
За свою историю он поршневой двигатель изменился лишь дважды –
из компрессорного стал бескомпрессорным, из самовсасывающего в наддувный.
Остальные преобразования коснулись его конструктивного исполнения – дизель стал прочнее и точнее, энергетически напряженнее. Он получил электронные системы подготовки горючей смеси, авторегулирования
частоты вращения и мощности и т.п. Принципиально преобразование тепловой энергии в механическую не изменилось со времён Рудольфа Дизеля
и Густава Тринклера.
Потребление органического, главным образом, нефтяного топлива как
раз и является сегодня основной проблемой эксплуатации транспортных
ДВС, т.к. расходы на дизельное (моторное) топливо и бензин в современных условиях достигли от 40 до 50 процентов себестоимости транспортной
продукции и продолжают расти.
Объективно сложившаяся тенденция удорожания сырой нефти устойчиво усиливается и сохранится до момента возникновения альтернативных
видов энергоносителей. Это заставляет ученых и инженерный корпус
транспортных структур искать пути повышения эффективности транспортной энергетики, в частности ДВС.
Надо при этом иметь ввиду, что экономика России по энергоемкости
превышает уровень развитых стран в 2,5 – 3,0 раза. Экономика Якутии еще
более энергоемка. Совершенно закономерно, что пять лет назад распоряжением Правительства РФ от 28.08.03 № 1234-р поставлена стратегическая
задача – сократить к 2020 году энергоемкость ВВП в два раза. Важность
решения этой проблемы подчеркнул Президент РФ Д.А. Медведев на заседании Совета безопасности.
Мероприятия по снижению энергоемкости должны иметь все производственные и транспортные предприятия независимо от форм собственности, поскольку это один из важнейших элементов национальной энергобезопасности в целом страны и ее населения.
Как представляется совершенно очевидными с такой задачей традиционными методами справиться невозможно. Для этого нужен современный
подход, опирающийся на новейшие достижения науки и научнотехнического прогресса. Нужен поиск абсолютно нетрадиционных подходов к термодинамическим процессам в энергоагрегатах, к переосмыслива-
54
нию самого принципа энергогенерации, в частности перехода от чисто теплового передела энергоносителей к извлечению энергии на атомарном
уровне из неорганических веществ – кислорода, азота, водорода, т.е. тех,
которые содержатся в атмосфере и воде и непрерывно возобновляются.
В СССР еще 70-80-х годах прошлого века зародилась новейшая теория
гиперчастной механики микромира, выдвинутая российским физиком Д.Х.
Базиевым и прикладная теория в этой области профессора Е.И. Андреева.
Согласно этих теорий современное сжигание, а точнее, взрывание газовоздушной смеси органического топлива представляет собой не что
иное, как грубое уничтожение невозобновляемой органики с выбросом огромного количества продуктов сгорания в атмосферу.
Ученые утверждают, что органическое топливо современных энергомеханических агрегатов – ДВС должно быть лишь катализатором образования новой энергосубстанты – газоплазменной среды (плазмы), имеющей
колоссальную способность к расширению за счет выделения при сгорании
минимального количества топлива свободных электронов, вступающих во
взаимодействие с атомами кислорода и азота, вызывая их расщепление на
нано частицы с огромной кинетической энергией. Процесс сопровождается
большим расширением и фотоизлучением. Кислород и азот, атомы которых отдают энергию – основные составляющие атмосферного воздуха.
Ученые, таким образом, нашли пути замены окисления органики в рабочей полости цилиндра двигателя на получение энергетической среды через расщепление ядер кислорода и азота, при котором органическое топливо является лишь катализатором, поставляющим свободные ионы для их
расщепления.
Ученые утверждают, что энергоплазму можно получать и без участия
органических веществ.
Управление такого рода процессами возможно лишь через применение
наноэнергоционных методов ионизации рабочей смеси. Это и есть один из
примеров применения нанотехнологий в дизельной энергетике.
Уход от привычного сжигания органических топлив воспринимается
сегодня как невежество дилетантов от ДВС, но это характерная реакция на
любое новшество. Однако пренебречь таким открытием нельзя, его нужно
или подтвердить, или опровергнуть. То и другое требует фундаментальных
исследований.
Ряд экспериментов по применению энергоинформационного воздействия на процесс образования газоплазменной энергомассы было проделано
профессором В.П. Аванесяном соместно с НПФ «Дедал» (Голубицкий
А.Н.) еще в 2003 году на дизелях «Якутскэнерго» мощностью от 24 до 600
кВт.
55
Однако стойкий психологический барьер у инженеров и менеджмента
дизельной энергетики мешает реальному восприятию фактических результатов и тем более развитию идеи, хотя она не кажется столь фантастичной,
когда хотя бы кратко ознакомишься с трудами доктора технических и биологических наук Михаила Ивановича Волского «Усвоение атмосферного
азота живыми организмами». В них на основании теоретических исследований и многолетних опытов доказано, что человеческий организм наряду
с кислородом воздуха осваивает также и содержащийся в нем азот. Десятилетиями это отвергалось как полный абсурд и признано лишь в 1968 г.
академиком С.П. Королевым в связи с разработкой систем жизнеобеспечения человека в космосе.
Это закрепляет мысль, что развитие «интеллектуальности» ДВС безгранично, но она не может расти сама по себе. Вооружить ДВС «интеллектом» могут только ученые, обладающие новейшими знаниями в энергетике, основанной на извлечении энергии на наноуровне.
Если Д.Х. Базиев, В.А. Андреев [1] правы, то катализатором образования энергоплазмы двигателя любого исполнения может стать не нефтепродукт, а, например, компримированный природный газ. В этом случае кратно двум порядкам уменьшится по весу и стоимости потребность в таком
катализаторе, а значит суммарная масса энергокомплекса.
Мы не видим также сколько-то внятных разработок в области развития
или наоборот, отрицания двигателя Стирлинга с жидкими поршнями или
применения воды как источника получения водорода для водородного
двигателя. Пройти 80 километров за час на одном литре воды – это колоссальное достижение при любом, даже самом маленьком транспортном
средстве! Ничего не говорится о кулисной кинематике ДВС вместо кривошипной, прекращены работы по роторно-поршневому двигателю, весьма
перспективному в связи с появлением нанотехнологий.
Все это укрепляет нас во мнении, что в условиях бурного прорыва в
сооружении на Дальнем Востоке, т.е. у нас, современных, но предельно
сложных транспортных коммуникаций, здесь должна быть образована собственная научно-техническая школа современной транспортной энергетики. Что в дальнейшем будет двигателем техники движения – поршневой
ДВС, турбина, жидкостный двигатель или квантовый генератор, проявится
в ходе фундаментального научного поиска на основе всемерной поддержки государства и бизнеса.
Для этого есть серьезный научный потенциал в виде крупных Хабаровских вузов - ТОГУ, ДВГУПС, Владивостокских: МГУ им. Г.И. Невельского, ДВГТУ, Иркутского ВСГУПС и т.д. В Якутии действуют НИИ физико-технических проблем Севера и отделение неметаллических материалов НИИ проблем нефти и газа СО РАН. Обоими научными учреждениями
56
накоплен большой опыт увеличения долговечности машин в условиях
Крайнего севера, оба института работают над получением нанотехнологий
в этой области.
Пока же отечественное двигателестроение отстает от лучших мировых
образцов. Это еще раз подтвердила упомянутая международная научнотехническая конференция «Модернизация тепловозов. Пути решения» в
августе прошлого года в Якутске. Опыт эксплуатации тепловозов с двигателями GENERAL ELECTRIC в условиях Северного БАМа наглядно подтвердил его преимущество перед отечественными моделями. Заметим, что
это двигатель рождения 70 лет прошлого века!
Это еще раз бросает вызов нашей отечественной энергопоршневой
науке – надо догонять, а затем обогнать лидеров глобального уровня в этой
области.
Мы уверены, что сил для этого достаточно!
ЛИТЕРАТУРА
1. Андреев Е.И. Основы естественной энергетики /Е.И. Андреев. –
СПб: Изд-во Невские жемчужины. – 2004. – 582 с.
ХАРАКТЕРИСТИКИ ЛОКАЛЬНОГО РАДИАЦИОННОКОНВЕКТИВНОГО ТЕПЛООБМЕНА
В КАМЕРЕ СГОРАНИЯ ДИЗЕЛЯ
Руднев Б.И., Повалихина О.В.(Дальневосточный государственный
технический рыбохозяйственный университет, Владивосток, Россия)
Выполнен анализ условий радиационно-конвективного теплообмена в
камере сгорания дизеля, экспериментальным путем определены локальные
тепловые потоки с их дифференцированной оценкой, а также локальные
температуры пламени и концентрации частиц сажи с помощью газового
лазера. Рассмотрены основные аспекты математического моделирования
процессов теплообмена в камере сгорания дизеля.
Экспериментальные и теоретические исследования по теплообмену в
камере сгорания (КС) транспортных дизелей показывают, что его интенсивность в значительной степени, изменяется по фазам рабочего цикла.
Максимальная величина плотности суммарного теплового потока наблюдается в пределах 10 – 30 градусов поворота коленчатого вала после верхней мертвой точки и достигает для различных типов двигателей значений
1,5·106–5,5·106 Вт/м2. При этом плотность радиационного теплового потока
57
лежит в пределах от 1,2·105 до 6,2·105 Вт/м2. Температура пламени достигает значений 2150 – 2500К, а концентрация частиц сажи 1,2·10-3 – 2,6·10-3
кг/м3.
В процессе наполнения скорость движения рабочего тела относительно
стенок КС имеет большое значение, при этом его количество переменно, а
изменения давления Р∞ и температуры Т∞ незначительны. Во время сжатия
изменения Р∞ и Т∞ велики, скорость же рабочего тела заметно снижается. В
течение этой фазы рабочего цикла теплообмен осуществляется в основном
за счет конвекции. В процессе сгорания топлива и расширения теплообмен
происходит за счет конвекции и излучения частиц сажи в пламени. При
этом переменными являются состав рабочего тела, его температура и давление. Гидродинамическая обстановка в этот период в КС сложна и исследована еще в недостаточной степени. В рассматриваемый момент времени
рабочего цикла теплообмен наиболее интенсивен. Его количественные характеристики и форма распределения по поверхностям деталей КС определяются в основном условиями сгорания топлива в цилиндре и формой
камеры. Процесс выпуска характеризуется резкими изменениями температуры, давления и количества рабочего тела. В работе [1] приведены результаты некоторых исследований, касающихся распределения теплоотдачи от рабочего тела к стенкам КС по фазам цикла, и показано, что оно отличается большой неравномерностью и зависит от типа двигателя. Из приведенных в [1] материалов следует, что теплоотдача в стенке КС за рабочий ход в 3 -7 раз больше теплоотвода за остальные периоды цикла. Поэтому при обработке экспериментальных данных по теплообмену в КС дизелей и при построении математических моделей (ММ) можно ограничиться периодом «сгорание – расширение».
Современный этап развития исследований теплообмена в КС ДВС, в
том числе и дизелей, характеризуется весьма широким применением ММ,
описывающих различные аспекты этого сложного процесса [2, 3]. Эти ММ
затем численно реализуются на ЭВМ и составляют основу системы автоматизированного проектирования ДВС. Анализ отмеченных выше работ
показывает, что для математического описания процесса теплообмена между рабочим телом и стенками КС используются в основном два подхода.
Первый из них основан на применении общей системы дифференциальных
уравнений конвективного теплообмена при турбулентном движении рабочего тела в КС и последующей численной реализации ее на ЭВМ. При
этом рабочее тело в КС рассматривается как сплошная среда с известными
теплофизическими характеристиками, а в самих уравнениях выполняются
те или иные упрощения и поток рабочего тела не разбивается на ядро
(внешнюю область) и пристенную область (область пограничного слоя). В
этом подходе используется общепризнанная концепция моделирования
58
широкого класса явлений, связанных с тепломассообменом в движущихся
средах по рецепту: фундаментальные законы сохранения + гипотезы замыкания [4].
Для второго подхода характерно использование различных методов
теории турбулентного пограничного слоя с целью определения плотности
теплового потока, передаваемого от движущейся среды к стенкам КС. При
движении рабочего тела вдоль поверхностей деталей, образующих КС дизеля, ввиду больших чисел Рейнольдса образуется турбулентный пограничный слой. На возможность применения теории турбулентного пограничного слоя к описанию конвективного теплообмена в КС дизеля в своё
время указал А.Ф. Шеховцов [5]. Используя основные положения этой теории, содержащейся в монографии С.С. Кутателадзе и А.И. Леонтьева [6],
он показал, что для ее практического применения в условиях КС дизеля
необходимо располагать для рабочего тела следующими полями: скоростей, плотностей, температур и давлений. Необходимо также отметить, что
в последние годы появился ряд специальных программ, в частности, широко известная программа KIVA и ее различные модификации [7]. Она
разработана в Лос-Аламосской национальной лаборатории США и с 1985
года весьма часто используется в прикладных расчетах ДВС. В ответ на
запросы пользователей в нее вносились изменения, и в итоге была создана
усовершенствованная версия, выпущенная на рынок под названием KIVAII в начале 1988 года [7]. Основные модификации программы свелись к
следующему: была использована гибкая разностная схема для описания
процессов конвекции, параметры которой оптимизируются в процессе счета, ”k-ε” модель турбулентности (при этом остается возможность использования подсеточной модели, реализованной в KIVA), усовершенствована
модель распыливания, касающаяся дробления частиц топлива в факеле, их
стохастического движение и турбулентной дисперсии капель, а также
применены неортогональные разностные сетки. Моделирование процессов впрыскивания и сгорания для одного режима работы двигателя типа
UPS-292 показало, что при использовании программы KIVA-II по сравнению с KIVA затраты машинного времени снижаются почти в 2 раза, причем расчетная индикаторная диаграмма значительно ближе к экспериментальной [7]. Таким образом, сейчас имеется реальная возможность получения указанных выше полей для рабочего тела, находящегося в цилиндре
дизеля.
Выполненный анализ условий протекания процесса радиационноконвективного теплообмена позволяет более обоснованно использовать
существующие ММ и создавать новые с целью получения количественных
характеристик локального теплообмена в КС дизельных двигателей.
59
ЛИТЕРАТУРА
1. Руднев Б.И. Процессы локального теплообмена в камере сгорания дизелей/ Б.И. Руднев. – Владивосток: Дальнаука.- 2000. – 221с.
2. Кавтарадзе Р.З. Локальный теплообмен в поршневых двигателях/ Р.З. Кавтарадзе. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана.- 2001. –
592с.
3. Петриченко М.Р. Новые технологии управления теплообменом
в ДВС //Улучшение эксплуатационных показателей двигателей, тракторов и автомобилей/ М.Р. Петриченко. – Сб. науч. тр. международ. науч.техн. конф. – СПб., 2003. – С. 112 – 118.
4. Маурин Л. Иерархия моделей и проблема редукции/ Л. Маурин
//Тр. Второй междунар. науч.-техн. конф. «Актуальные проблемы фундаментальных наук». – М.: Техносфера – Информ. - 1994. Т.1. ч.1. – С.
11 – 14.
5. Шеховцов А.Ф. Математическое моделирование теплопередачи
в быстроходных дизелях/ А.Ф. Шеховцов. – Харьков: Вища школа.
1978. – 153 с.
6. Кутателадзе С.С., Леонтьев А.И. Теплообмен и трение в турбулентном пограничном слое/ С.С. Кутателадзе, А.И. Леонтьев. – М.:
Энергия, 1972. – 286с.
7. Amsden A.A., Butler T.D., O’ Rourke P.J. The KIVA-II computer
program for transient multidimensional chemically reactive flows with
sprays/ А.А. Amsden, T.D Butler, P.J. O’ Rourke // SAE Preprints, 1987. –
No. 872072. – 11p.
ПРЕДЛОЖЕНИЕ ПО ПОВЫШЕНИЮ ЭФФЕКТИВНОЙ
МОЩНОСТИ ПОРШНЕВЫХ ДВС ЗА СЧЁТ ПРЕОБРАЗОВАНИЯ
ГАЗОДИНАМИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ
В НАДПОРШНЕВОМ ПРОСТРАНСТВЕ
Семёнов А.Г., Яугонен В.И. (Санкт-Петербургский государственный
политехнический университет, Санкт-Петербург, Россия)
Предложено в поршневых ДВС надпоршневое пространство делить на
две последовательно расположенные камеры жёсткой перегородкой,
перфорированной множеством сквозных отверстий, параллельных продольной оси цилиндра.. Перегородка является пассивным преобразователем статического давления газов в верхней камере (собственно камере
сгорания) в динамическое давление (газовые высокоскоростные струи,
оказывающие нормальное динамическое давление на поршень в процессе
его движения вниз вследствие этого).
60
В поршневых ДВС, как типичных однокамерных [1, с.9], так и с предкамерным смесеобразованием [1, с. 375-379, рис. 119, [2]), на поршень в
период рабочего цикла воздействует в основном статическое давление
продуктов сгорания топливной смеси. Двухкамерностью достигается относительно мягкая и устойчивая работа двигателя [1, с. 377].
В известных устройствах, однако, особенно убедительно в форкамерном, характер истечения компонентов топливной смеси через впускные
клапаны и форсунки или через переходные каналы из форкамеры в надпоршневую камеру (причём под острым углом к продольной оси цилиндра), удовлетворительный с точки зрения основного назначения форкамеры
ДВС и организации вихревого смесеобразования в камере сгорания (КС),
не позволяет существенно преобразовывать статическую составляющую
pст давления продуктов сгорания в динамическую pдин = 0,5 ρ v2 (где ρ –
плотность текучей среды, v – скорость потока) с её предпочтительно нормальной ориентацией к торцевой поверхности поршня. Давление в надпоршневой камере распределяется по поверхностям её стенок, большей
части перегородки и торцу поршня практически равномерно. Таким образом, энергия сгорающей смеси используется для сообщения поршню ускорения недостаточно: через статическое, в основном, давление, причём
уменьшенное вследствие вихревых потоков (необходимых для организации полноты сгорания топливной смеси) и обусловленных этим тепловых
потерь. Преобладание статической составляющей давления в надпоршневом пространстве обусловливает и большие нагрузки на стенки цилиндра.
В результате недоиспользуются резервы повышения мощностных и
экономических показателей ДВС, снижения статического воздействия газообразных продуктов сгорания на стенки цилиндра поршня.
Авторами была поставлена задача улучшения экономических и технико-эксплуатационных характеристик ДВС поршневого типа за счёт преобразования вихревых потоков газообразных продуктов сгорания смеси на
такте рабочего хода поршня в прямые струи, направленные перпендикулярно торцу поршня, и повышения их динамического воздействия на поршень, а также снижения статического воздействия продуктов сгорания на
стенки (гильзу) цилиндра на длине хода поршня.
Решение поставленной задачи достигается за счёт предложенных авторами и сформулированных ниже в сжатой форме основных и дополнительных конструктивных признаков (с указанием частного положительного результата).
Основные существенные признаки (в совокупности).
61
В ДВС, содержащем, по меньшей мере, один цилиндр с головкой,
поршнем, установленным с возможностью возвратно-поступательного перемещения, надпоршневой полостью, разделённой перфорированной поперечной перегородкой на две камеры, одна из которых является КС, и
системы газораспределения, питания и воспламенения, при этом перфорация перегородки представляет собой переходные каналы для поступления
газообразных продуктов сгорания топливной смеси из одной камеры в
другую, переходные каналы в перегородке выполнены параллельными
продольной оси цилиндра и с соотношением длины и диаметра не менее
чем 4:1, а КС является камера, отделённая от поршня упомянутой перегородкой.
Дополнительные существенные признаки:
- длина переходных каналов в перфорированной перегородке может
превышать их диаметр в 5 раз (это оптимальное соотношение диаметра и
длины, т.е. такое, при котором при прочих равных условиях из каналов
выходят струи правильной формы, без вихревых образований и с максимальной кинетической энергией в продольном направлении);
- диаметр (точнее – свободный диаметр) перфорированной перегородки может быть соразмерен с внутренним диаметром цилиндра (это также
повышает эффективность использования внутренней энергии смеси, предотвращает чрезмерное увеличение давления в КС и повышает эффективность формирования газовых струй в каналах перегородки);
- камера, отделённая от поршня перегородкой, может быть расположена в головке цилиндра (это облегчает организацию охлаждения перегородки в обеспечение приемлемого теплового режима, является более технологичным решением);
- может быть предусмотрена форкамера, сообщающаяся с камерой,
отделённой от поршня упомянутой перегородкой, например через дополнительную перегородку, перфорированную каналами, наклонёнными к
продольной оси цилиндра (это способствует вихревому смесеобразованию);
- выпускная магистраль в составе системы газораспределения может
быть выполнена с параллельными ветвями: основной ветвью, соединяющей с атмосферой камеру, расположенную между перегородкой и поршнем, через выпускной клапан, и дополнительной ветвью, соединяющей с
атмосферой камеру, отделённую от поршня перегородкой, через другой
выпускной клапан (это облегчает удаление отработавших газов на такте
выпуска);
- в последнем случае место соединения ветвей выпускной магистрали
может быть выполнено в виде эжектора, с возможностью дополнительного
62
удаления отработавших газов из КС потоком отработавших газов из камеры, расположенной между перегородкой и поршнем, по другой ветви за
счёт разрежения, согласно принципу Бернулли (это снижает сопротивление в магистрали отвода отработавших газов и ещё более повышает экономичность ДВС за счёт снижения расхода топлива).
Предлагаемое устройство пояснено на иллюстрациях:
на рис. 1 схематически изображён продольный разрез 4-тактного варианта ДВС, без форкамеры, на такте впуска, где d и l – соответственно
диаметр и длина переходных каналов перфорированной перегородки, D –
диаметр поршня, V – скорость перемещения поршня;
на рис. 2 схематически изображён фрагмент продольного разреза четырёхтактного варианта ДВС, вариант с форкамерой, на такте впуска;
на рис. 2 – то же, на такте рабочего хода поршня с преобразованием
давления газообразных продуктов сгорания и их динамического воздействия на поршень, где p1, p1ст, p2 и p2дин – давление газов, соответственно,
суммарное и его статическая составляющая в КС и суммарное и его динамическая составляющая во второй части надпоршневой камеры, фрагмент
вида в осевом направлении на первую и вторую (дополнительную) перегородки соответственно.
Рис. 1. Схема ДВС
с преобразователем давления, двухкамерный вариант
Рис. 2. Схема преобразования статического давления
газов в КС в динамическое
Рис. 3. Схема ДВС
трёхкамерный вариант
(с форкамерой)
Рассмотрим теперь технические предложения подробнее.
ДВС поршневого типа содержит цилиндр 1 с головкой 2, поршнем 3,
установленным с возможностью возвратно-поступательного перемещения
63
вдоль продольной оси 4 цилиндра 1 и преобразования во вращательное
движение коленвала посредством КШМ 5, и надпоршневую полость. Последняя разделена перфорированной поперечной перегородкой 6 на две
камеры: первую 7 постоянного объёма, отделённую ею от поршня 3 и являющуюся КС, и вторую камеру 8 переменного объёма (при прямом и обратном ходе поршня), расположенную между ею и поршнем 3.
Перфорация перегородки 3 представляет собой переходные каналы 9
для поступления газообразных продуктов сгорания топливной смеси из
камеры 7 в камеру 8. При этом они выполнены параллельными оси 4 и с
соотношением длины l и диаметра d не менее чем 4:1.
Предусмотрены характерные для ДВС системы: газораспределения,
питания и воспламенения топливной смеси.
Рекомендуется выполнение перегородки 6 с коэффициентом перфорации не менее 0,2 (при соблюдении условия прочности) и с соотношением
длины и диаметра каналов 9 l:d = 5:1. Целесообразна соразмерность диаметра (свободного) перегородки 6 и внутреннего диаметра цилиндра (диаметр D). Рациональным следует считать и расположение камеры 7 в головке 2, вблизи охлаждающих каналов в составе системы охлаждения (не показаны).
В др. варианте устройстве (рис. 3), предусмотрена форкамера 10, сообщающаяся с камерой 7, например через дополнительную перегородку
11, перфорированную каналом(ами) 12, наклонённым(и) к оси 4. Конструкции и назначение форкамеры 10 и перегородки 11 с каналом(ами) 12
аналогичны аналогам – ДВС с форкамерами.
Выпускная магистраль (выпускной коллектор) может быть выполнена
с параллельными ветвями (см. рис. 1): основной ветвью 13, соединяющей
с атмосферой камеру 8 через клапан 14, и дополнительной ветвью 15, соединяющей с атмосферой камеру 7 через клапан 16. При этом место соединения ветвей 13 и 15 может быть выполнено в виде эжектора 17, с возможностью удаления отработавших газов из камеры 7 по ветви 15 потоком
отработавших газов из камеры 8 по ветви 13 за счёт разрежения.
Впускная магистраль 18 со встроенным в неё впускным клапаном 19
соединена либо с камерой 7 (см. рис. 1), либо с форкамерой 10 (см. рис. 3).
В общем случае, ДВС может быть многоцилиндровым, четырёх- или
двухтактным.
Рассмотрим работу устройства.
На такте впуска воздух (в дизелях) или топливная смесь (в ДВС устройством автоматического дозированного впрыска и с электровоспламенением) либо засасываются поршнем 3 в камеру 7 по магистрали 18 через
клапан 19, либо подаётся в камеру 7 от насоса по магистрали 18. В форка-
64
мерном варианте воздух или топливная смесь поступают в форкамеру 10,
где окисляется и перетекают через короткий(е) канал(ы) 12 в перегородке
11 в КС 7, вызывая перемешивание смеси.
На такте сжатия воздух или топливная смесь сжимаются перемещающимся к перегородке 6 поршнем 3, дополнительно нагреваясь при дросселировании в каналах 9.
Следующий такт – рабочий ход поршня (такт расширения). Топливная
смесь в КС 7 сгорает при интенсивном нарастании давления. Газы поступают через каналы 9 перегородки 6 в камеру 8 - непосредственно в надпоршневое пространство. Преимущественно статическое (p1ст) давление p1
в камере 7 преобразуется, в соответствии с уравнением Бернулли и за счёт
указанных выше соотношений диаметра d и длины l каналов 9 в преимущественно динамическое давление p2 (p2дин существенно больше, чем p2ст)
в камере 8. Газы, сформировавшись в системе каналов 9 в параллельные,
примерно одинаковые струи, движутся после среза каналов 9 в расширяющейся камере 8, по мере рабочего хода поршня 3, параллельными
струями и оказывают динамическое давление на поршень 3, сообщая ему
ускорение (скорость V).
Оптимальное соотношение l/d = 5 (экспериментальные данные) – наилучшее условие формирования указанных струй.
Минимальное расстояние между выходными срезами каналов 9 обеспечивает минимум вихревых образований между струями и, соответственно, газодинамических (в конечном счёте, тепловых) потерь. Это позволяет
дольше сохранить сформировавшийся характер течения в камере 8: на
участке длиной до 8D (также экспериментальные данные) не происходит
существенных завихрений и снижения динамической составляющей p2дин в
общем давлении p2.
Одновременно происходит (побочный положительный эффект) снижение давления на стенки камеры 8 вследствие уменьшения доли статической составляющей p2ст в общем давлении p2
Четвёртый такт (выпуск) сопровождается вытеснением отработавших
газов через клапан 14 в ветвь 13 выпускной магистрали и, одновременно,
дросселированием части газов через каналы 9 назад в КС 7, откуда они выходят через клапан 15 в ветвь 14 выпускной магистрали, как за счёт превышения давления над атмосферным, так и за счёт эжекционного эффекта
в эжекторе 17.
Итак, использование предложения позволяет улучшить экономические и технико-эксплуатационные характеристики ДВС.
65
Подобное решение было предложно авторами в приложении к пороховым метательным устройствам [4]. При этом было получено предварительное экспериментальное подтверждение ожидаемого эффекта.
Приоритет зафиксирован публикацией заявки на изобретение [5].
ЛИТЕРАТУРА
1. Райков И.Я. Автомобильные двигатели внутреннего сгорания / И.Я.
Райков, Г.Н. Рытвинский // Учеб. пособие по курсу конструкции двигателей для втузов. – М.: Высшая школа.- 1970. – 432 с.
2. Белов П.М. Двигатели армейских машин/ П.М. Белов, В.Р. Бурячко, Е.И.
Акатов. – М.: Воениздат.- 1971. – 512 с.
3. Семёнов А.Г. Некоторые пути усовершенствования энергетических систем с пороховыми метательными зарядами / А.Г. Семёнов, В.И. Яугонен
// Научные исследования и инновационная деятельность: Материалы науч.-практич. конф.- СПб.: Изд-во Политехн. ун-та.- 2007. – С. 140-148.
4. Заявка на изобретение (РФ) № 2005117277/06 от 06.06.2005 Двигатель
внутреннего сгорания./ А.Г. Семёнов А.Г., В.И. Яугонен, И.Б. Кремнев и
др. – Опубл. в Бюл. № 35, 2006.
СТРУКТУРНО - ПАРАМЕТРИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ И СИНТЕЗ
ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ НА ОСНОВЕ
ОБОБЩЁННЫХ СТРУКТУРНЫХ МОДУЛЕЙ
Кузлякина В. В. (Морской государственный университет
им. Г.И. Невельского, Владивосток, Россия)
Автоматизация структурно-параметрического анализа и синтеза
механизмов является одной из ключевых проблем, возникающих при создании перспективных систем поддержки принятия проектных решений на
начальной стадии проектирования механизмов, когда и закладываются
основные свойства объекта. Обобщённые структурные модули, лежащие
в основе алгоритмов инструментальных систем VSE, ДИНАМО, позволяют автоматизировать процедуру проектирования поршневых двигателей
на самом начальном этапе.
Введение
Создание новых образцов техники с улучшенными параметрами в
кратчайшие сроки и с минимальными затратами возможно только при условии автоматизации проектирования машин. Наиболее сложным является
структурно-параметрический синтез на начальном этапе проектирования,
66
когда и закладываются основные характеристики машины. Увеличение
мощности поршневых двигателей, повышение их ресурса при одновременном уменьшении массогабаритных характеристик является одной из
важнейших задач развития техники на современном этапе, решение которой возможно только при наличии современных инструментальных
средств, поддерживающих решение этих задач в комплексе. Остро стоит
проблема создания универсальных интегральных систем для решения задач анализа и синтеза рычажных механизмов (поршневые двигатели относятся к таким механизмам) вне зависимости от технологических процессов, протекающих в них, и конструктивных требований к звеньям механизмов, а также позволяющих исследовать не только кинематику механизмов, но и динамические процессы в машинном агрегате.
Создание любого механизма начинается с проектирования его схемы,
определения геометрических параметров, определения кинематических и
динамических характеристик. Последующие расчёты на прочность и конструирование форм звеньев не влияют на основные свойства механизма.
Процедура проектирования механизма является итерационной и содержит
несколько этапов:
·
определение номенклатуры звеньев и характера их соединений −
структурный синтез;
·
определение постоянных параметров схемы механизма по заданным его свойствам − геометрический синтез;
·
определение параметров движения: траектории, скорости, ускорения − кинематический анализ;
·
решение уравнения движения, определение силовых и динамических характеристик − динамический анализ;
·
определение условий для уменьшения колебаний и динамических
нагрузок − динамический синтез.
Процесс проектирования повторяется до получения необходимого результата.
1. Структурирование схем, исследование кинематики поршневых
двигателей на основе обобщённых структурных модулей
Структурную схему плоского механизма любой сложности согласно
классической механике можно получить методом наложения некоторых
структурных групп. В работах [1], [2], [3] показаны принципы структурирования рычажных механизмов на основе обобщённых структурных модулей, описаны математические модели и специальные операторы представления в автоматизированной системе проектирования VSE (Visual Structure
Editor) для одиннадцати таких модулей. В обобщенных структурных модулях учтены возможные разнообразия конструктивных форм звеньев. Для
67
описания структурной схемы любого поршневого двигателя, а также компрессора или насоса достаточна комбинация из различного числа только
двух видов таких групп: начального механизма первого типа (рис. 1) и
обобщённого структурного модуля второго класса второго вида (рис.2).
Рис.1. Начальный механизм вида I1
Рис.2. Обобщённый структурный модуль II2
Параметрами структурных модулей являются:
l i - вектор длины i - о звена;
ci - вектор, определяющий положение центра масс i - о звена;
li K - вектор, определяющий положение дополнительной точки на i - м
звене;
m i - угол ориентации вектора центра масс относительно вектора длины
i - о звена;
m i K - угол ориентации вектора дополнительной точки относительно
вектора длины i - о звена.
Ползун имеет сложную геометрию, что позволяет параметрически
описать конструкцию звена. На каждом звене может быть любое количество дополнительных точек. Точка C находится на пересечении линии звена
DC и направляющей, по которой перемещается ползун. Положение звеньев
2 и 3 определяются соответственно углами φ2 и φ3, а их длины векторами
l 2 и l3 . В частном случае l3 может быть равным 0, в этом случае т. D и C
совпадут.
В основе структурирования схемы механизма и исследования кинематики лежит метод замкнутых векторных контуров [4]. Уравнение замкнутости любого контура
(1)
å li + å rM = 0,
где l i – вектор, соответствующий i - ому звену, входящему в рассматри-
68
ваемый контур;
rM – радиус - вектор соответствующей точки М.
При составлении уравнения замкнутости можно произвольно выбирать
направление обхода контура, но в уравнении (1) вектора l i и rM записываются со знаком «+», если их направление совпадает с направлением обхода
контура, и со знаком «–» , если оно противоположно.
Уравнения замкнутости векторного контура будут:
OАBO для модуля I1 (рис. 1)
(2)
rA + l1 - rB = 0,
в координатной форме
ì x B = x A + l1 × cos j1 ,
(3)
í
=
+
×
j
y
y
l
sin
;
î B
A
1
1
OBDCO для модуля II2 (рис. 2)
(4)
rB + l2 - l3 - rC = 0,
в координатной форме
ì xC = xB + l2 × cos j2 - l3 × cos j3 ,
í
î yC = yB + l2 × sin j2 - l3 × sin j3 ,
(5)
где j3 = m0 + b ;
m0 – угол наклона направляющей ползуна CD;
b – угол между вектором длины ползуна и направляющей.
Кроме уравнения (5) используется уравнение связи между координатами точки С:
yC = ( xC - x0 ) × tg m 0 .
Эти уравнения позволяют определить в зависимости от обобщённой
координаты j1 положение точек B, D, S1, S2, S3, звеньев BD и DC и выполнить динамическую визуализацию схемы механизма. Алгоритм и реализация их решения в автоматизированной системе “VSE” подробно описаны в
работах [1], [2], [3]. Для описания обобщённых модулей I1 и II2 используются операторы:
Input − описывает условный механизм первого класса. Например, Input
1 [B:С/К]; указывает на вращательное движение звена 1 (рис. 1), т. А входная точка, т. В- выходная; точка К - дополнительная точка.
Group − описывает обобщенный модуль и его вид. Например, Group
2.2. [B,C:D] описывает обобщённый модуль второго класса второго вида
(рис.2)., т. B и т. C - входные точки, т. D - выходная.
Процедура структурирования и динамическая визуализация схемы
шестицилиндрового двигателя показана на рис. 3, 4, 5, 6, 7, 8
1. Записывается структурная формула механизма (рис.3).
69
2. Выбирается тип начального механизма I1(0,1)– Crank (кривошип)
совершает вращательное движение (рис. 4).
Рис. 3. Структурная формула механизма
Рис. 4. Выбор начального механизма I1
3. Вводятся параметры начального механизма (рис.5): координаты т.
А – ХА, УА, длина кривошипа – l. Форма звена задаётся координатами центра
масс – с, µ.
4. Вводятся параметры пяти дополнительных точек на начальном звене (рис.6): длина вектора – li K и m i K
Рис. 5. Ввод параметров модуля
I1(0,1)
Рис. 6. Ввод параметров дополнительных
точек
5. Вводятся поочерёдно (шесть раз) параметры структурных модулей
II2 (рис.7) .
6. После ввода всех параметров выполняется процедура расчёта и визуализация схемы (рис. 8) в динамике.
70
Рис. 8. Визуализация схемы
механизма
Рис. 7. Ввод параметров модуля II2
На рис. 9, 10, 11 показана визуализация схем некоторых типов двигателей.
Движение звеньев в механизме взаимосвязаны и определяются обобщёнными координатами. В поршневых механизмах – одна обобщённая координата. В двигателях – это перемещение ползуна (поршня), в насосах и
компрессорах – это угол поворота кривошипа. Применив принцип инверсии и в поршневых двигателях за обобщённую координату правомерно
принять угол поворота кривошипа - φ1.
Рис. 9. V–образный
двигатель
Рис. 10. V–образный
двигатель с прицепным
шатуном
Рис.11. Крейцкопфный
двигатель
В общем случае механизм представляет собой сложную механическую
систему связанных между собою тел, на которые действуют приложенные
силы и моменты. На начальном этапе проектирования силовые факторы
неизвестны, поэтому целесообразно пользоваться не кинематическими параметрами, а их геометрическими аналогами: скоростей (первая переда-
71
точная функция) и ускорений (вторая передаточная функция).
Алгоритмы определения положений звеньев и точек, кинематических
характеристик, подробно изложенных в работах [1], [2], [3], реализованы в
редакторе «VSE». Результаты исследования выводятся на экран в виде
таблиц, графиков и годографов, экспортируются в другие системы для исследования динамики.
2. Исследование динамики, определение усилий в соединениях
звеньев (силовой расчёт)
Расширение эксплуатационных возможностей механизмов диктует необходимость более глубокого и разностороннего учета динамических факторов, что в свою очередь, предъявляет повышенные требования к уровню
динамических расчетов.
Для определения истинного закона движения звеньев механизма необходимо определить закон движения начального звена, так как его движение определяет движение остальных звеньев механизма. Это - одна из задач динамики и она приобретает особое значение в связи с развитием автоматизированных систем управления машинами. Исследование динамики
механической системы начинается с определения динамической модели.
Любая динамическая модель оказывается ограниченной, пригодной для
исследования лишь при определённых условиях и для рассмотрения определённого круга вопросов, так как нельзя учесть все реальные условия работы машин, поэтому исследование динамики машин выполняется итерационно на основе динамических моделей, постепенно усложняющихся по
мере исследования. На начальном этапе принимается простейшая модель,
в которой все звенья приняты неупругими, зазоры отсутствуют, и модель
практически является кинетостатической.
Система ДИНАМО (ДИНАмика Машиностроительных объектов), разработанная в МГУ им. адм Г. И. Невельского, позволяет выполнить следующие вычислительные процедуры:
1. Моделировать технологическое воздействие на рабочие звенья и определять параметры динамической модели.
2. Решить уравнение движения (определить истинный закон движения –
скорости и ускорения кривошипа с учётом масс и действующих сил), определить цикловую мощность двигателя, неравномерность хода машины,
определить необходимый момент инерции маховика для регулирования
колебаний угловой скорости кривошипа в заданных пределах.
3. Определить неуравновешенные силы и моменты инерции.
4. Определить истинный закон движения звеньев и точек механизма.
5. Выполнить силовой расчёт в двух вариантах: при постоянной скорости
кривошипа – учебная задача и при переменной – исследовательская задача.
72
Алгоритмы этих процедур и их реализация в системе ДИНАМО подробно изложены в работах [3], [4].
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Основные свойства машинных агрегатов и, главным образом, их динамические характеристики закладываются на начальной стадии – структурно - параметрического синтеза, результаты которого затем используются
при расчете на прочность и конструировании элементов машин. Системы
VSE и ДИНАМО ориентированы на проектирование и исследование рычажных механизмов любого технологического назначения на начальной
стадии проектирования, в том числе на решение задач динамики. Система
внедрена в учебный процесс, используется при выполнении лабораторных
работ и курсового проектирования с компьютерной поддержкой.
Применение систем VSE и ДИНАМО в учебном процессе позволяет
реализовать идею межпредметных связей и сквозного курсового проектирования от дисциплины ТММ до дипломного проектирования с элементами научных исследований.
ЛИТЕРАТУРА
1. Зиборов С. Н. Автоматизированный структурно – параметрический
синтез рычажных механизмов/С.Н. Зиборов, В.В. Кузлякина, И.Н. Кукушкин. Владивосток: Изд-во Дальрыбвтуз, 2000.- 20 с.
2. Зиборов С. Н. Исследование кинематики рычажных механизмов (графоаналитический и аналитический методы)/ С.Н. Зиборов, В.В. Кузлякина,
С.Р. Рослякова. - Учебное пособие по курсовому проектированию. Владивосток: Изд-во МГУ им. адм. Г. И. Невельского. - 2002.- 98 с.
3. Зиборов С. Н. Исследование кинетостатики рычажных механизмов
(графоаналитический и аналитический методы)/С.Н. Зиборов, В.В. Кузлякина, С.Р. Рослякова. - Учебное пособие по курсовому проектированию.
Владивосток: Изд-во МГУ им. адм. Г. И. Невельского. - 2006. - 87с.
4. Kuzlyakina V.V. Level mechanism computer-aided design system/ V.V.
Kuzlyakina. The eleventh word congress in mechanism and mashine science.
Proceeding volume 3, China mashine press.- 2004. - С. 1116-1120.
ФУНКЦИИ ЧУВСТВИТЕЛЬНОСТИ СИСТЕМЫ
УПРАВЛЕНИЯ ДВС
Водопьянов А. Ф, Лашко В. А. (Тихоокеанский государственный
университет, Хабаровск, Россия)
Влияние регулятора на объект управления можно описывать уравнениями, содержащими функции чувствительности. Все они, в связи с их
73
важностью, имеют специальные названия и обозначения. Они вносят
компромисс в процесс проектирования системы управления. С их помощью можно обеспечивать желаемые свойства системы управления.
Двигатель внутреннего сгорания (ДВС), как управляемый объект,
представляет собой многомерную систему со многими входами и многими
выходами. Входы и выходы отдельных подсистем можно группировать в
пары и обращаться с ними так, как будто они представляют задачи с одним
входом и одним выходом, т. е. как с одномерными системами. В других
случаях между входами и выходами могут происходить значительные
взаимодействия, требующие рассматривать подсистему как многомерную
систему, свойства которой будут зависеть как от свойств одномерных подсистем, так и от свойств, накладываемых связями. Поэтому необходимо
тщательное исследование одномерных систем ДВС с целью установления
закономерностей их функционирования и выявления тех свойств, которые
в дальнейшем будут использованы для проектирования систем управления
ДВС как многомерного объекта.
В данной работе под объектом управления понимаем любую подсистему двигателя, которая может быть представлена как одномерная система,
такие как: любая механическая система, входной и выходной коллекторы,
турбокомпрессор, топливоподающая аппаратура и др.
Для описания установившегося и динамического поведения любой
системы управления создают математические модели процесса. Ряд моделей используют для проектирования системы управления. Такие модели
именуют номинальными моделями – это приблизительное описание объекта. С их помощью создают и отлаживают регулятор. Регулятор управляет
работой реального объекта, параметры которого точно неизвестны. Для
оценки качества работы регулятора с объектом создают модели, более
точно описывающей процессы объекта, нежели номинальная модель. Такие модели называют эталонными моделями. Они полнее описывают объект и включают некоторые особенности, не используемые для проектирования системы управления, но имеющие прямое отношение к характеристикам объекта.
Различие между номинальной моделью и объектом (эталонной моделью) – ошибка моделирования. Детали и точные значения ошибки модели
редко известны, поскольку сам истинный объект точно не известен.
Часто используемой моделью является дифференциальное уравнение
(с непрерывным временем), которое непосредственно связывает входы с
выходами (модели входа-выхода).
Модель в форме линейного дифференциального уравнения произвольного порядка
74
d n y (t )
d n -1 y (t )
dm
a
a
y
(
t
)
b
u (t ) + ××× + b0u (t )
+
+
×××
+
=
n -1
0
m
dt n
dt n -1
dt m
(1)
связывает выход объекта y(t) и управляющий сигнал u(t). Для большинства
систем ДВС, рассматриваемых как одномерные, эти уравнения не выше
второго порядка [1], [3], [4].
Дифференциальные уравнения для упрощения решения и анализа переводят в алгебраические уравнения с помощью преобразования Лапласа
s nY ( s ) + an -1s n -1Y ( s ) + ××× + a0Y ( s ) = bm s mU ( s ) + ××× + b0U ( s ) + f ( s, x0 ) ,
(2)
где f ( s, x0 ) обозначает функцию, зависящую от начальных условий, а Y(s)
и U(s) – преобразование Лапласа выхода объекта и управляющего сигнала
соответственно. В случае нулевых начальных условий имеем
Y ( s ) = W ( s )U ( s )
(3)
W ( s) =
где
B(s)
A( s )
(4)
– передаточная функция, а
A( s ) = s n + an -1s n -1 + ××× + a0
и
B ( s ) = bm s m + bm -1 s m -1 + ××× + b0
(5)
(6)
полиномы, определяющие правую и левую части выражения (2).
Передаточные функции описывают свойства системы от входа к выходу в алгебраической форме.
Корни уравнения B( s) =0 называются нулями системы, а корни уравнения A( s) =0 называются полюсами системы. Величина и расположение полюсов и нулей на комплексной плоскости, оказывают существенное влияние на устойчивость системы и качество её функционирования: время нарастания, перерегулирование, недорегулирование и время регулирования.
Различие в степенях полиномов A( s) и B( s) называется относительной
степенью. Она также имеет существенное значение. Различают модели
собственные ( m £ n ) и несобственные ( m > n ). Собственные модели могут
быть строго собственные ( m < n ) и бисобственные ( m = n ).
На рис. 1 изображена одномерная система управления номинальной
моделью с регулятором в контуре обратной связи. На входе системы R(s)
эталонный сигнал (желаемое значение выходного параметра), Wрег(s) – передаточная функция регулятора; U(s) – управляющий сигнал (выходной
75
параметр регулятора); Zвх(s) – входное возмущение; Zвых(s) – выходное
возмущение; Zизм(s) – шум измерения; Y(s) – выход объекта; Yизм(s) – измеренный выход объекта; x0 - обозначение начальных условий модели. Все
параметры представляют собой преобразования Лапласа соответствующей
величины.
Zвх(s)
R(s)
+
U(s) +
E(s)
Wрег (s)
_
+
x 0(s)
Zвых(s)
Wном(s)
+
+
Y(s)
+
Yизм(s)
+
Zизм(s)
Рис. 1. Система управления одномерным объектом
Объект управления в этой схеме представлен его номинальной моделью с передаточной функцией
Wном ( s ) =
Bном ( s )
,
Aном ( s )
(7)
а регулятор своей передаточной функцией в виде отношения двух полиномов
Wрег ( s ) =
P(s )
.
L( s)
(8)
Роль полиномов P(s) и L(s) станет очевидной из последующего изложения, пока лишь отметим, что они выбираются при синтезе регулятора,
таким образом, чтобы были выполнены все условия и ограничения, накладываемые как объектом, так и возмущениями и различными погрешностями.
Выходной параметр объекта, в соответствии с рис. 1, определяется
следующим соотношением
Y ( s ) = Wном ( s )U ( s ) + Z вых ( s ) + Wном ( s ) Z вх ( s ) +
а выходной параметр регулятора
76
f ( s, x0 )
,
Aном ( s )
(9)
æ
f ( s, x0 ) ö
U ( s ) = W рег ( s ) ç R( s ) - Z изм ( s ) - Wном ( s )U ( s ) - Z вых ( s ) - Wном ( s ) Z вх ( s ) ÷ . (10)
Aном ( s ) ø
è
После преобразований к виду, удобному для дальнейшего анализа, получаем
æ Wном ( s )Wрег ( s )( R( s ) - Z изм ( s )) + Z вых ( s ) + ö
1
ç
÷
Y (s) =
f ( s, x0 )
ç
÷
1 + Wном ( s )W рег ( s ) ç +Wном ( s ) Z вх ( s ) +
÷
A
(
s
)
ном
è
ø
U (s) =
æ
f ( s, x0 ) ö
ç R( s ) - Z изм ( s ) - Z вых ( s ) - Wном ( s ) Z вх ( s ) ÷
1 + Wном ( s )W рег ( s ) è
Aном ( s ) ø
W рег ( s )
(11)
(12)
или в более компактной форме
æ
f ( s, x0 ) ö
Y ( s ) = Tном ( s )( R( s ) - Z изм ( s )) + S ном ( s ) ç Z вых ( s ) +
÷ + S вх ,ном ( s ) Z вх ( s )
Aном ( s ) ø
è
(13)
æ
f ( s, x0 ) ö
U ( s ) = S уп ,ном ( s ) ç R( s ) - Z изм ( s ) - Z вых ( s ) - Wном ( s ) Z вх ( s ) ÷,
Aном ( s ) ø
è
(14)
Из приведённых выражений видно, что реакция объекта и регулятора
на уставку и шум измерения, входное и выходное возмущения и управляющее воздействие вполне определяются четырьмя функциями Tном ( s ) ,
Sном ( s ) , Sвх ,ном ( s ) , S уп , ном ( s ) , называемыми функциями чувствительности. Из
выражений (13) и (14) видно, что каждая из функций чувствительности по
своей сути является передаточной функцией, описывающей реакцию объекта на соответствующее воздействие. Так Tном ( s ) учитывает влияние на
выходную реакцию эталонного сигнала и шума измерения выходного параметра, Sном ( s) – выходного возмущения и начального состояния, Sвх ,ном ( s )
– входного возмущения, а S уп,ном ( s) – всех перечисленных воздействий на
выход регулятора.
Функции чувствительности в связи с их важностью для синтеза и проектирования систем управления получили специальные наименования [2]
Tном ( s ) =
Wном ( s )W рег ( s )
1 + Wном ( s )Wрег ( s )
=
Bном ( s ) P( s )
Aном ( s ) L( s ) + Bном ( s ) P( s )
– номинальная дополнительная чувствительность;
77
(15)
S ном ( s ) =
Aном ( s ) L( s )
1
=
1 + Wном ( s )Wрег ( s ) Aном ( s ) L( s ) + Bном ( s ) P( s )
(16)
– номинальная чувствительность;
Sвх ,ном ( s ) =
Wном ( s )
Bном ( s ) L( s )
=
1 + Wном ( s )W рег ( s ) Aном ( s ) L( s ) + Bном ( s ) P ( s )
(17)
– номинальная чувствительность по входному возмущению;
S уп ,ном ( s ) =
W рег ( s )
1 + Wном ( s )Wрег ( s )
=
Aном ( s ) P( s )
Aном ( s ) L( s ) + Bном ( s ) P( s )
(18)
– номинальная чувствительность по управлению.
Функции номинальной чувствительности имеют полюсы, общие с корнями полинома
(19)
Acl = Aном ( s ) L( s ) + Bном ( s ) P( s ) ,
называемого номинальным характеристическим полиномом замкнутого
контура. Этот полином имеет фундаментальное значение при синтезе регулятора. При выполнении определённых условий этот полином может
выбираться произвольно, что позволяет выбирать параметры регулятора
(через полиномы P(s) и L(s)), наиболее подходящие для данного объекта.
Функции чувствительности алгебраически зависимы
S ном ( s ) + Tном ( s ) = 1 ;
(20)
Sвх ,ном ( s ) = Sном ( s )Wном ( s ) =
Tном ( s )
;
W рег ( s )
(21)
S уп ,ном ( s ) = S ном ( s )W рег ( s ) =
Tном ( s )
,
Wном ( s )
(22)
а это свидетельствует о том, что регулятор системы с одной степенью подвижности может быть настроен только на один из параметров, а остальные
будут определяться этой настройкой. Из (20) совместно с (13) видно, что
не возможно одновременно подавить одну и туже частоту и в выходном
возмущении и в шуме измерения. Приемлемое решение достигается путём
компромисса.
78
Функции реальных чувствительностей (при работе регулятора с реальным объектом) могут быть определены по выражениям (15) – (18) при
замене в них Wном ( s) на W ( s) , Aном ( s) на A( s) и Bном ( s) на B( s) .
T (s) =
S ( s) =
W ( s )W рег ( s )
B(s) P( s)
;
A( s ) L( s ) + B( s ) P( s )
(23)
1
A( s ) L( s )
=
;
1 + W ( s )W рег ( s ) A( s ) L( s ) + B( s ) P( s )
(24)
W ( s)
B( s) L( s)
=
;
1 + W ( s )W рег ( s ) A( s ) L( s ) + B( s ) P( s )
(25)
1 + W ( s )W рег ( s )
Sвх ( s ) =
S уп ( s ) =
=
W рег ( s )
1 + W ( s )Wрег ( s )
=
A( s ) P( s )
,
A( s ) L( s ) + B ( s ) P( s )
(26)
где W ( s) передаточная функция объекта (эталонной модели).
Сложность использования выражений (23) – (26) в том, что W ( s) , как
правило, точно неизвестна. В этом случае можно считать, что имеется
мультипликативная ошибка моделирования (МОМ), и передаточная функция объекта связана с передаточной функцией номинальной модели следующим образом
(27)
W ( s ) = Wном ( s )WD ( s ) ,
где WD ( s) – передаточная функция МОМ, которая тоже не известна, но может быть задана своей оценкой.
На основании принятых решений функции реальных чувствительностей можно оценить по следующим выражениям
S ( s ) = S ном ( s ) S D ( s )
(28)
T ( s ) = Tном ( s )(1 + WD ( s )) S D ( s )
(29)
Sвх ( s ) = Sвх ,ном ( s )(1 + WD ( s )) SD ( s )
(30)
S уп ( s ) = S уп,ном ( s ) SD ( s )
(31)
1
1 + Tном ( s )WD ( s )
(32)
SD (s ) =
79
SD ( s ) – чувствительность ошибки.
С помощью функций чувствительности можно решать основные задачи синтеза систем управления, выбирая желательное расположение полюсов замкнутой системы. Такой важный вопрос для системы управления как
её устойчивость решается подбором номинального характеристического
полинома (19) с корнями, расположенными в открытой левой полуплоскости (ЛПП). Это решение автоматически приводит к устойчивости всех четырёх функций чувствительности, если в контуре управления нет компенсации неустойчивых полюсов и нулей. Характеристический полином может выбираться произвольно, если его степень равна 2n и выше (здесь n –
порядок дифференциального уравнения (1)). Произвольный выбор полинома позволяет создавать регулятор, удовлетворяющий некоторым ограничениям эксплуатационных характеристик системы, таких как минимальное и максимальное перемещение исполнительного органа, шумы измерения, возмущения, неадекватности модели и ряд других ограничений.
Используя назначение полюсов можно автоматически синтезировать
регуляторы любого вида.
Так как номинальная модель и истинный объект отличаются друг от
друга, то необходимо проверять устойчивость системы, если объект
управляется тем же регулятором, что и номинальная модель. Это свойство
называют робастной устойчивостью. Достаточное условие робастной устойчивости может быть записано в следующем виде
Tном ( jw ) WD ( jw ) =
Wном ( jw )W рег ( jw )
1 + Wном ( jw )W рег ( jw )
WD ( jw ) < 1
"w .
(33)
Здесь WD ( jw ) - частотная характеристика мультипликативной ошибки
моделирования.
По величине максимальной номинальной чувствительности можно судить о близости системы к границе устойчивости: чем она больше – тем
ближе замкнутая система к границе устойчивости.
Характеристики реального контура отличаются от характеристик номинального контура из-за ошибок моделирования. Вследствие этого, возникает проблема робастности характеристик: из (28) – (32) видно, что реальные характеристики будут близки к номинальным характеристикам при
условии, что Tном ( jw ) WD ( jw ) << 1 "w .
Синтез регуляторов методом размещения полюсов позволяет получить
желательное расположение полюсов и нулей замкнутой системы, обеспечивающее устойчивость системы и её динамику. Однако для окончатель-
80
ного решения задачи проектирования регуляторов необходимо связать полученные результаты с параметрами модели. Описание процессов с помощью параметров модели называют параметризацией. Аффинная параметризация всех номинальных функций чувствительности позволяет дать относительно простое описание всех регуляторов, обеспечивающих устойчивость замкнутых систем для любых линейных объектов. Параметризация
позволяет решать задачи оптимизации при проектировании регуляторов.
Если разомкнуть схему рис. 1, удалив обратную связь, и вместо регулятора W рег ( s) поставить звено с передаточной функцией Q( s) , то в полученной схеме с помощью введённого звена из эталонного сигнала R(s) будет сформирован входной сигнал объекта U(s). Передаточная функция от
входа к выходу этой разомкнутой системы будет
Tном ( s ) = Wном ( s )Q( s ) .
(34)
Сравнивая (34) с (15), заметим, что выражение (15) нелинейно относительно Wрег(s), а это обстоятельство усложняет настройку регулятора.
Уравнение же (34) аффинно в Q( s) . Оно подтверждает важность инверсии
при синтезе систем управления: Tном(jω) равно единице на тех частотах, на
которых Q( jw ) инвертирует модель.
Можно выразить Wрег(s) через Q( s)
Wрег ( s ) =
Q( s)
,
1 - Wном ( s )Q( s )
(35)
Это выражение известно [2] как параметризация Йола всех регуляторов, обеспечивающих устойчивость замкнутых систем, для устойчивых
объектов.
Все четыре функции чувствительности (15)-(18) с учётом (35) представляются в следующем виде
Tном ( s ) = Q( s )Wном ( s ) .
(36)
S ном ( s ) = 1 - Q( s )Wном ( s ) .
(37)
Sвх ,ном ( s ) = (1 - Q( s )Wном ( s ))Wном ( s ) .
(38)
S уп ,ном ( s ) = Q( s ) .
(39)
81
Как отмечалось выше, одну из чувствительностей выбирают за основную и её настройки будут автоматически определять свойства остальных
чувствительностей. Обычно стремятся сформировать Sном ( s) таким образом, чтобы Sном ( jw ) был маленьким на низких частотах и увеличивался до
единицы на высоких частотах. Таким выбором высокочастотный шум измерения будет подавляться контуром управления и, кроме того, будет
обеспечиваться робастность по отношению к ошибкам моделирования.
В тех случаях, когда в (34) Q( s) не может быть точно инвертировано, её
выбирают в виде произведения двух передаточных функций
i
(40)
Q( s ) = FQ ( s )Wном
(s) ,
i
где Wном
( s ) – устойчивое приближение [Wном ( s ) ] , а FQ ( s ) – формирующий
фильтр, играющий важную роль в проектировании регулятора. Подбором
фильтра можно найти компромисс между желаемыми и достижимыми характеристиками функций чувствительности.
Как отмечалось выше, большинство моделей одномерных систем ДВС
не выше второго порядка. Для них относительно не сложная стратегия
синтеза ПИ- и ПИД-регуляторов.
Моделями первого порядка типа
-1
Wном ( s ) =
K ном
n ном ( s ) + 1
(41)
можно описать динамику механической системы ДВС, турбокомпрессора,
топливоподающей аппаратуры, входных и выходных коллекторов.
Регулятором для такой модели, при положительных коэффициентах,
будет
Wрег ( s ) =
n ном ( s ) + 1 n ном
1
=
+
,
K номa s
K номa K номa s
(42)
который представляет собой ПИ-регулятор с параметрами
KP =
n ном
1
; KI =
.
K номa s
K номa
(43)
Такие параметры регулятора обеспечивают номинальную дополнительную чувствительность
Tном ( s ) =
1
a s +1
82
(44)
где α – параметр настройки: выбирая α больше – замедляем контур,
уменьшая α – делаем контур быстрее. Выходные возмущения также подавляются быстрее при маленьких α и медленнее – при больших.
Этот же подход даёт хорошие результаты при синтезе регуляторов для
объектов с моделями второго порядка, с моделями, содержащими интегрирующие и дифференцирующие звенья.
Реакцию объекта управления и регулятора замкнутой линейной системы на внешние воздействия и погрешности параметров можно представить
в виде суммы отдельных реакций. Каждая из реакций описывается своей
передаточной функцией, называемой функцией чувствительности. Свойства этих функций зависят от передаточных функций объекта управления и
регулятора и могут быть сформированы подбором характеристического
полинома. Используя Q–синтез и параметризацию Йола, удаётся спроектировать регулятор, обладающий приемлемыми характеристиками.
ЛИТЕРАТУРА
1. Грехов Л. В. Топливная аппаратура и системы управления дизелей:
Учебник для вузов. /Л. В. Грехов, Н. А. Иващенко, В. А Марков// М.: Легион-Автодата.- 2004. – 344 с.
2. Гудвин Г. К. Проектирование систем управления / Г.К. Гудвин, С.Ф.
Гребе, М.Э. Сальгадо // М.: БИНОМ. Лаборатория знаний.- 2004. – 911 с.
3. Лашко В. А. Математическая модель ДВС как объекта адаптивного
управления / В.А. Лашко, А.Ф. Водопьянов// – Труды XXIV Российской
школы.– М.: РАН. - 2004. - Том 3. - Итоги диссертационных исследований. - С. 336-347.
4. Крутов В. И. Автоматическое регулирование и управление двигателей внутреннего сгорания: Учебник для студентов вузов, обучающихся по
специальности «Двигатели внутреннего сгорания». – М.: Машиностроение.
- 1989.- 416 с.
К ВОПРОСУ ОРГАНИЗАЦИИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЕЙ
Русинов Р.В., Герасимов И.М., Добрецов Р.Ю. (Санкт-Петербургский
государственный политехнический университет, Санкт-Петербург, Россия)
В вопросе организации теплового процесса дизелей весьма важным
является знание параметров распыленной струи топлива — таких как
угол конуса распыливания и длина струи. Получение этих параметров экспериментальным путём требует немалых затрат.
В статье приведена методика расчёта угла конуса распыливания,
знание которого необходимо для расчётной оценки основных параметров
83
распыленной струи, показавшая хорошее совпадение результатов расчёта
с экспериментальными данными.
Качество процесса распыливания топлива в камерах сгорания дизелей
непосредственно определяет эффективность их теплового цикла, и потому
более или менее приемлемые результаты по экономичности силовых агрегатов с дизелями практически достигаются лишь после длительной стендовой доводки. В то же время вполне очевидно, что внесение хотя бы элементов математического расчета в триединый процесс распыливания, смесеобразования и сгорания топлива при создании новых и модернизации
существующих образцов дизелей позволило бы сократить объем упомянутых выше доводочных работ.
К подобным расчетам, видимо, в первую очередь надлежит отнести
расчеты, связанные с выбором и согласованием основных параметров топливоподачи с геометрическими размерами камер сгорания конкретных
двигателей (в данном случае рассматриваются двигатели с камерами сгорания с непосредственным впрыском топлива).
С целью ускорения доводочных работ во всех случаях представлялось
бы необходимым уметь рассчитывать диаметр и число сопловых отверстий
распылителей форсунок, объективно выбирать давление впрыска топлива,
хотя бы ориентировочно оценивать интенсивность движения распыленных
струй топлива в плотных и горячих газовых средах камер сгорания дизелей, в частности, за период индукции (задержки самовоспламенения) топлива и многое другое.
Отдельные попытки разработки соответствующих расчетных методик
в принципе имели и имеют место (к примеру, см. [1] и [2]), однако, как
правило, их использование затруднено из-за крайней сложности объективного учета многочисленных действующих факторов.
Так, например, дальнобойность распыленной струи зависит не только от
диаметра сопловых отверстий распылителей и давления впрыска, но и от
угла конуса распыленной струи, в свою очередь зависящего и от давления
впрыска и от плотности газовой среды, в которую осуществляется впрыск,
плотности и вязкости самого топлива.
Говоря о процессах, происходящих непосредственно в камерах сгорания дизелей, нельзя забывать и о физико-химических свойствах дизельных
топлив, прежде всего об их цетановом числе, от которого зависит длительность периода индукции.
Дело в том, что за период индукции распыленная струя топлива должна пройти строго определенный путь с тем, чтобы к моменту самовоспламенения ее фронта этот путь был бы достаточным для максимального использования воздушного заряда камеры сгорания, и в то же время не пре-
84
вышал бы значения, при котором топливо забрасывается на охлаждаемые
стенки цилиндров дизелей.
В частности, в работе [1] приводится расчетное выражение для определения длины ℓ распыленной струи топлива в функции времени t, в явном
виде представленное относительно времени:
2ù
é
2 r в æ l × tga / 3 ö ú
1 l ê
÷÷ .
ç
t= ×
1+ 1+
×
3h r т çè d c
2 v0 ê
ø úû
ë
В этой формуле n0 – начальная скорость
вылета топлива из сопла (см. рис. 1); h – опытный коэффициент; rв – плотность воздушного
заряда в камере сгорания в конце процесса
сжатия (17–35 кг/м3 в зависимости от степени
наддува двигателя); rm – плотность дизельного
топлива (0,83–0,85 г/см3); dc– диаметр сопловых отверстий распылителя форсунки; a – половина полного угла конуса распыливания.
Как видно, представленная формула учитывает достаточно большое количество действующих факторов, однако, если численное
значение ряда входящих в нее величин является более или менее очевидным, то относительно некоторых из них требуются принципиальные уточнения.
В принципе представленное выражение для
длины ℓ распыленной струи, сопоставленное с
Рис. 1. Схема распыленной
экспериментальными данными справедливо,
струи топлива
однако для решения в области проблем распыливания имеет место и ряд других обстоятельств, требующих внесения некоторых корректив в оценку начальной скорости n0.
Так, в начальный момент вылета топливной струи из соплового отверстия распылителя, давление топлива p0, определяемое затягом пружины
иглы распылителя, обычно составляет 17,5–22 МПа, но нужно иметь в виду, что в процессе развития струи оно быстро нарастает до значений
pmax=100 МПа и более.
Как показали исследования, при весьма существенном изменении давления в процессе впрыска топлива, в расчёт динамики движения распыленной струи можно закладывать некое постоянное в течение всего процесса впрыска давление, за которое целесообразнее принимать среднее
арифметическое между давлением начала впрыска и его максимальным
85
значением. При этом начальная скорость распыленной струи составит
v0 = m 2Dp , где m – коэффициент расхода топлива сопловых отверстий, а
Dp =
p0 + p max
- pсж , где pсж – давление в цилиндре в конце процесса сжатия.
2
В соответствии с этими условиями корректируется и поправка коэффициента h.
Относительно угла конуса распыливания 2a очевидно, что при вылете
топлива из сопла, помимо гидродинамических сил, действующих в продольном (осевом) направлении, капли топлива испытывают действие и поперечных сил, в результате чего, кстати говоря, распыленная струя и приобретает вид конуса.
Начальное ускорение движения капель под действием поперечной сиpd k2
Dp в соответствии с законом Ньютона определяется из очевид4
pd k2
pd k3
Dp = r т
а (dk – диаметр единичной капли; а –
ного соотношения:
4
6
лы Fп =
«поперечное» ускорение периферийных капель).
Следовательно, ускорение а =
3Dp
.
2r т d k
При этом поперечная скорость ny периферийных капель за время t
Dp в начальный период развития струи составит
действия силы
ny = at =
3Dp
t , а тангенс половины полного угла конуса распыливания a
2r т d k
представится отношением
tga =
vy
vx
=
3
2 md k
Dp
×t .
2r т
Следует заметить, что в реальном процессе распыливания топлива всегда присутствует целый спектр диаметров капель (от 5 мкм до 120 мкм), однако при расчете угла конуса распыленных струй, в первом приближении,
представляется возможным в качестве некоего осредненного значения ориентироваться на диаметр капель порядка 30–35 мкм.
Для возможности практического решения задачи расчета угла конуса
распыленной струи, первоначально оценим время t по экспериментальным
данным ЦНИДИ при впрыске топлива в атмосферу (rв=1,23 кг/м3):
dc=0,3 мм, Dp=20 МПа, rt=0,83 г/см3, dk=30 мкм, m=0,36, a=3°15¢.
Очевидно, что время начального формирования струи составит
t=
2r т
2
md k tga
, откуда
3
Dp
86
t=
2
2 × 0,83 × 103
0,36 × 30 × 10 -6 × 0,0568
= 3,72 × 10 -9 с.
6
3
20 × 10
Подставляя полученное значение t в исходное выражение для tga, для
частного случая впрыска топлива в среду «стандартной» плотности
(rв=1,23 кг/м3), получим
3,96 × 10 -9
tga 0 =
md k
Dp
.
rT
Для прежних условий эксперимента, но для Dp=40 МПа (a0=4°20′),
расчет по последней формуле дает tga=0,08 и a0=4°35′.
Как видно, совпадение расчетных и экспериментальных данных весьма
хорошее.
При впрыске топлива в относительно более плотные и горячие среды,
геометрия распыленной струи, естественно, существенно изменяется, поскольку в этом случае изменяются аэродинамические и термодинамические условия движения распыленных струй.
Так, по экспериментальным данным ЦНИДИ, при давлении 30 МПа
(dc=0,62 мм; t=35°C) и при впрыске топлива в среду повышенной плотности (углекислый газ) в пределах от 8,6 кг/м3 до 26,2 кг/м3, угол конуса распыленной струи a изменился от 5° до 9° (2a=10°¸18°), а при плотности
среды 14 кг/м3 и ее температуре соответственно 35°С и 250°С углы конусов 2a оказались равными 13°, однако дальнобойность струи во втором
случае заметно уменьшилась, что, видимо, объясняется интенсивным испарением весьма активной в смысле тепломассообмена фронтальной зоны
струи.
Проведенный выше анализ, касающийся углов распыленных струй, позволяет сформулировать ряд принципиально важных выводов.
Во-первых, углы конусов распыленных струй пропорциональны квадратному корню из численного значения фактического давления впрыска.
Во-вторых, увеличение плотности газовой среды, в которую осуществляется впрыск топлива, увеличивает угол конуса струи, причем увеличение
(половинного) угла a, по данным эксперимента, составляет 1° на 4,4 кг/м3
роста плотности среды.
И наконец, представляется, что повышение температуры внешней газовой (воздушной) среды особо не влияет на угол конуса распыленной
струи, однако при этом несколько уменьшается её «видимая» дальнобойность.
В силу второго вывода оказывается возможным уточнить выражение
для определения угла конуса распыленной струи с учетом изменения
плотности газовой среды и представить общий угол a как сумму углов a0
87
при впрыске топлива в атмосферу и an, учитывающего прирост угла по
мере увеличения плотности газовой среды: a = a 0 + a п .
Формула для определения тангенс угла a0 представлена выше, а сообразно второму пункту выводов,
aп =
r в - 1,23
.
4,4
3,96 × 10 -9
В общем итоге, a = arctg
md k
Dp r в - 1,23
+
.
rт
4,4
В порядке проверки правильности последнего выражения в представленной ниже таблице приведены результаты сравнения экспериментальных и расчетных значений углов распыленных струй при впрыске топлива
в среду повышенной плотности.
Экспериментальные и расчетные значения углов конусов
распыленных струй топлива: d c = 0,62 мм ; Dp = 30 МПа ; m = 0,45 ;
d k = 30 мкм ; r т = 0,85 г / см 3
Таблица 1
rв кг/м
3
8,6
16,8
22,3
26,2
Расчет
Эксперимент
a0
a
(rв = 1,23 кг / м3 )
5°00¢
7°00¢
8°00¢
9°00¢
3°11¢
3°11¢
3°11¢
3°11¢
an
a = a0 + an
1°41¢
3°32¢
4°46¢
5°41¢
4°52¢
6°43¢
7°57¢
8°52¢
Как видно, расчетные значения углов a по существу тождественны их
экспериментальным значениям.
Рассмотрим ещё один пример, непосредственно связанный с топливовпрыскивающей аппаратурой конкретного дизеля — типа Д6 (диаметр
плунжера топливного насоса высокого давления – 10 мм, ход плунжера –
10 мм, распылитель форсунки – семидырчатый 7×0,26 мм, полный ход
подъема иглы – 0,5 мм).
По данным осциллографирования, при относительно малой цикловой
подаче топлива gц=0,055 г/цикл подъём иглы hи составил 0,21 мм, а максимальное давление впрыска pt=36,2 МПа (370 кГс/см2); давление затяга
иглы форсунки p0=20,6 МПа (210 кГс/см2); rв=1,23 кг/м3 (впрыск в атмосферу); rt=0,83 г/см3; 2a=7°30¢.
По данным [3], для семидырчатого распылителя с сопловыми отверстиями, выходящими непосредственно под конусное уплотнение иглы, коэффициент расхода сопловых отверстий при полном подъеме иглы
m=0,384.
88
Сообразуясь с реальной формой гидравлической характеристики форсунки (определена проливкой по ГОСТ 9928–71), как суммарного эффективного проходного сечения распылителей в функции подъема иглы, примем для частичного подъема последней m=0,32.
По изложенному выше,
3,99 × 10 -9
tga 0 =
md k
3,99 × 10 -9
Dp
=
r т 0,32 × 30 ×10 - 6
20,6 × 10 6
= 0,0653 .
0,83 × 10 3
Отсюда a=3°44¢ или 2a=7°28¢. Полученный расчётом угол 2a фактически тождественен углу по данным стробоскопического замера.
В заключение следует подчеркнуть, что предлагаемый метод расчета
параметров распыленной струи топлива не претендует на абсолютную
точность и по сути является лишь одной из попыток поиска хотя бы приближенного математического решения вопроса, связанного с важной проблемой распыливания топлива в камерах сгорания дизелей.
Тем не менее, этот метод и в представленном виде дает возможность
решения ряда практических задач (см. [4]).
ЛИТЕРАТУРА
1. Русинов Р.В. Полуэмпирический метод расчета длины распыленной
струи топлива в дизелях / Р.В. Русинов, Р.М. Петриченко// Двигателестроение». - 1982. - № 3. - С. 9–12.
2. Русинов Р.В. Определение длины распыленной струи топлива в условиях ее движения в камере сгорания быстроходного форсированного
дизеля / Р.В. Русинов // Двигателестроение. - 1981. - № 11. - С. 15–17.
3. Русинов Р.В. Топливная аппаратура судовых дизелей/ Р.В. Русинов.
Л.: Изд-во. «Судостроение». - 1971.- 185 с.- рис. 107.
4. Русинов Р.В. Согласование давления впрыска с диаметром сопловых
отверстий распылителя форсунок с учетом требований к организации процесса смесеобразования в дизелях/ Р.В. Русинов//Двигателестроение». 1981. - № 8 - С. 22–24.
СРЕДСТВА ПОВЫШЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ
АВТОМАТИЗИРОВАННОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ
ТЕПЛОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Морозова Н.Т. (Дальневосточный государственный технический рыбохозяйственный университет, Владивосток, Россия)
Одним из перспективных способов повышения эффективности разработки тепловых двигателей является автоматизация процесса проектирования отдельных узлов и всего двигателя в целом с использованием ин-
89
тегрированных САПР (CAD/CAM/CAE-системы) на основе разработанных проблемно-ориентированных программных комплексов. Для решения
задач повышения эффективности автоматизированного проектирования
поршневых двигателей на начальных стадиях разработаны предметноориентированные программные приложения на языке AutoLISP
Проблема создания высокоэффективных двигателей представляет собой задачу повышенной актуальности, особенно в условиях роста цен на
энергоресурсы. В значительной мере это относится к поршневым двигателям, которые широко применяются в транспортном комплексе АзиатскоТихоокеанского региона. Решение задач повышения эффективности поршневых двигателей требует использования современных достижений науки
и техники в энергетике и широкого внедрения результатов исследований в
практику конструкторских бюро и заводов. Лидирующее направление в
области проектирования новых сложных объектов занимает автоматизация
проектирования (САПР), которая позволяет в 2 раза ускорить разработку
новой техники. Традиционные методы проектирования и расчетов не достаточно обеспечивают полное соответствие условиям эксплуатации, ограничивают применение методов оптимизации и способов повышения надежности.
Одним из перспективных способов повышения эффективности разработки двигателей является автоматизация процесса проектирования отдельных узлов и всего двигателя в целом с использованием интегрированных САПР (CAD/CAM/CAE-системы) на основе разработанных проблемно-ориентированных программных комплексов. Поэтому разработка, как
самой САПР двигателя, так и отдельных ее элементов: математической
модели рабочего процесса, оптимизационной и геометрической модели,
части конструкторско-чертежной документации, на базе специализированных сред инженерного проектирования является актуальной задачей.
Уже на стадии начальных конструкторских проработок оценивается
качество, работоспособность и характеристики работы, как элементов, так
и всей конструкции. При этом приходится иметь дело не с реальным, а условным двигателем, т. е. с набором чертежно-технической документации,
выпуск которой менее трудоемок и более дешев, чем изготовление экспериментального образца. В связи с этим элементы САПР, анализирующие
работу конструкции, достаточно точно отражают физическую суть процессов. Поэтому от ранних стадий разработки до стадии экспериментальной
доводки двигателя можно исключить ошибочные решения, тем самым, сократив этот сложный и дорогостоящий этап его создания.
Выбор той или иной САПР в каждом конкретном случае определяется
потребностями предприятия, особенностями подготовки и выпуска про-
90
дукции; опытом и квалификацией сотрудников и другими факторами.
Приобретение мощных и дорогостоящих систем зачастую не позволяет
решить все проблемы конструкторских и технологических служб. Их внедрение вызывает большие трудности, и, следовательно, результат инвестиций в САПР остается отрицательным. Предпочтительно комплексное решение имеющихся проблем, включая выбор оптимальной спецификации
программно–аппаратных средств. Важны вопросы их увязки и интеграции
друг с другом, подбора и тестирования оборудования, его внедрения, обучения персонала, запуска программно–аппаратного комплекса и его последующей технической поддержки. В связи с этим перед предприятием достаточно остро встает проблема выбора конкретной САПР в качестве инструмента автоматизации. Решающим фактором в данном случае является
имеющийся объем финансовых средств у предприятия на приобретение
программно–аппаратного оборудования и содержание решаемых с помощью САПР определенных задач. В настоящее время задачи проектирования поршневых двигателей могут быть решены на качественно новом
уровне с использованием интегрированных САПР (CAD/CAM/CAEсистемы). Интегрированные САПР объединяют интеллект человека и совокупность формализованных знаний, хранящихся в ЭВМ.
Дальнейшее совершенствование поршневого двигателя основано на
детальном изучении специфики происходящих в нем процессов и требует
решения задачи оптимизации параметров с использованием математического моделирования и применения ЭВМ.
Из огромного количество САПР различных сложности и назначения
AutoCAD сегодня является международным стандартом для подготовки
конструкторской документации, поэтому AutoCAD позволяет сотрудничать с иностранными партнерами, которые могут использовать и читать
чертежи в формате AutoCAD. Система дает возможность комплектовать
рабочие места в соответствии с необходимой и достаточной функциональностью. Помимо этого в среде AutoCAD возможно успешно проводить автоматизированное проектирование различных технических объектов с помощью языка программирования AutoLISP. Программы AutoLISP позволяют создавать настроенные на конкретную предметную область применения функции, включающие в себя запросы к пользователю. Система AutoCAD соответствует требованиям, предъявляемым к системам САПР современными условиями:
·
возможность системы работать на машинах низкого класса;
·
легкость обучения персонала;
·
совместимость с другими системами САПР;
·
наличие программных средств, необходимых для решения конкретных профессиональных задач.
91
Использование в производственной деятельности системы AutoCAD и
умения программирования в его среде является следующим прогрессивным шагом в повышении производительности труда. При традиционном
проектировании различных механизмов трудоемкие и часто подобные расчеты, вычерчивание чертежей занимают достаточно большое количество
времени. Разработанные на языке AutoLISP программы автоматически
производят необходимые расчеты и по полученным данным выполняют
чертежи. Использование таких программ при проектировании позволяет
получить значимый экономический эффект. Затраты времени происходят
только на стадии программирования. В дальнейшем при применении этих
программ можно проектировать с минимальными затратами времени и
средств.
Для решения задач повышения эффективности автоматизированного
проектирования поршневых двигателей на начальных стадиях разработаны
предметно-ориентированные программные приложения на языке
AutoLISP:
·
·
·
моделирования резьбовых соединений;
дополнительных команд AutoCAD;
геометрического моделирования деталей запорной арматуры.
Использование разработанных предметно-ориентированных программ
при решении профессиональных задач дает значительное увеличение производительности труда на стадии конструирования элементов механизмов.
Предметно-ориентированные программы могут использоваться специалистами, не имеющими большого опыта работы в системе AutoCAD. Преимущества использования этих программ:
·
необходимые расчеты производятся автоматически;
·
вычерчивание чертежа происходит в автоматическом режиме;
·
выбор оптимального варианта при моделировании геометрических объектов производится за небольшой промежуток времени;
·
уменьшается время на проектирование механизма в целом;
·
повышается творческий потенциал специалиста - конструктора.
Использование предметно-ориентированных программных приложений в учебном процессе способствует следующему:
·
знакомству пользователей с расширенными возможностями системы AutoCAD;
·
подготовке будущих специалистов к профессиональной деятельности с применением компьютерных технологий;
·
использованию программ студентами в дипломном проектировании;
92
·
привитию навыков автоматизированного проектирования.
Каждая разработанная программа представляет новую команду AutoCAD, поэтому для организации работы с программным комплексом разработаны панели инструментов для каждой группы программ с определением кнопок с пиктограммами (рис. 1). Изменения панелей инструментов,
внесенные непосредственно в AutoCAD, система сохраняет в MNS-файле.
Для автоматической загрузки разработанных программ – команд программы записываются в файл меню acad.mnl.
Рис. 1. Разработанные новые панели инструментов с определением кнопок
Предложена методика разработки предметно-ориентированных систем
в среде AutoCAD – AutoLISP и комплекс программ для CAD/CAM-систем,
позволяющие повысить эффективность автоматизированного проектирования элементов тепловых двигателей.
Реализовано эффективное применение разработанного автоматизированного комплекса при подготовке соответствующего инженерного персонала к работе с программными блоками, включающими в себя математические модели, и показаны методы освоения САПР разного направления. Проведенные эксперименты показали эффективность использования
автоматизированных систем при освоении компьютерных технологий по
сравнению с традиционными методами.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЛОКАЛЬНОЙ СКОРОСТИ РАБОЧЕГО ТЕЛА
В КАМЕРЕ СГОРАНИЯ ДИЗЕЛЯ
Руднев Б.И., Повалихина О.В.
(Дальневосточный государственный технический рыбохозяйственный
университет, Владивосток, Россия)
На основе метода регистрации локальных колебаний температуры в
стенках камеры сгорания и положений теории теплообмена предложена
зависимость для определения скорости рабочего тела в цилиндре дизеля.
Выполнено сравнение значений этой скорости, полученной другими авторами, как экспериментальным, так и расчетным путем. Отмечено удовлетворительное (в пределах 10 – 15%) совпадение расчетных и опытных
данных.
93
В работе [1] была предложена расчетная зависимость для определения
локального конвективного теплового потока в камере сгорания (КС) дизельного двигателя. В указанную зависимость входит скорость внешнего
потока рабочего тела w∞ или скорость на внешней границе турбулентного
пограничного слоя. Величина этой скорости оказывает на локальную плотность конвективного теплового потока основное значение. Выполненное
на ЭВМ решение внешней гидродинамической задачи в КС в двухмерной
осесимметричной постановке [2] позволило получить соответствующие
поля температур, давлений, скорости и плотности рабочего тела в функции
угла поворота коленчатого вала. Эти поля составляют основу для расчетного определения локальной плотности конвективного теплового потока
от рабочего тела к стенкам КС. Вместе с тем, несмотря на тщательный
подбор соответствующих начальных и граничных условий при решении
внешней гидродинамической задачи, полученные расчетные значения скоростей рабочего тела требуют определенной проверки и сравнения их с
экспериментальными данными. Естественно, что для сравнения должны
привлекаться экспериментальные значения скорости рабочего тела, полученные на двигателях, близких по своим параметрам, режимам работы и
геометрии КС к исследованному. Причем для сопоставления скоростей рабочего тела в КС должны быть взяты их значения, полученные при испытании двигателей на топливе и с применением современных экспериментальных методик, например, с помощью лазерно-допплеровской анемометрии.
Учитывая отмеченные выше положения, авторами настоящей работы
была проведена оценка скорости рабочего тела в КС дизельного двигателя
8ЧН 13/14 относительно огневой поверхности крышки цилиндра с использованием метода, предложенного фирмой «Даймлер – Бенц» [3]. Метод
основан на известной физической взаимосвязи колебаний температуры поверхности стенок КС и теплоотдачи, которая зависит от скорости движения рабочего тела относительно стенок. Аналитическая сторона этого метода сводится к следующему. Для тонкого слоя стенки КС с достаточной
степенью точности можно считать тепловой поток одномерным [4]. В
этом случае дифференциальное уравнение теплопроводности для твердого
тела без внутренних источников теплоты можно записать в виде
¶T
¶ 2T
=a 2.
(1)
¶t
¶x
Полагая в (1) коэффициент температуропроводности постоянным,
можно получить его решение. Наиболее просто интегрирование уравнения
(1) осуществляется при граничных уровнях первого рода Т=Т(х,t). решение
при указанных граничных условиях известно и выглядит следующим образом
94
é
æ
æ
kw ö
kw öù
÷÷ + Bk sinçç kwt - x ×
÷÷ú (2)
× êA k cosçç kwt - x ×
2
a
2
a
è
ø
è
øû
ë
где Tw – средняя за рабочей цикл температура поверхности КС; qw– плотность теплового потока на поверхности КС; x– расстояние от тепловоспринимающей поверхности; Ak, Bk – гармонические коэффициенты Фурье
для функции T=T(x,t); ω – циклическая частота колебаний; a – коэффициент температуропроводности материала стенки КС.
Продифференцировав (2) по x и умножив на λ и принимая x=0 (условие
для поверхности стенки), получим уравнение, характеризующее теплообмен между рабочим телом и стенками КС двигателя
¥
kw
q = qw + lå
× [(A k + Bk ) cos(kwt ) + (Bk - A k ) sin (kwt )],
(3)
2a
k =1
где – λ коэффициент теплопроводности материала стенки КС.
В соответствии с законом Ньютона – Рихмана плотность теплового потока определяется известной зависимостью
q = a(Tq - Tw ) ,
(4)
где α– коэффициент теплоотдачи; Tq– температура рабочего тела в КС.
В то же время процесс теплообмена между рабочим телом и стенками
КС можно описать известным критериальным уравнением вида
Nu = C Re m Pr n ,
(5)
где С – постоянная величина.
Выполнив в (5) простые преобразования и раскрыв содержание критериев подобия, для коэффициента теплоотдачи получим следующую зависимость
0,8
a = Cd -0, 2Tq (wP ) .
(6)
Для поверхностной плотности теплового потока (x=0) и начального
момента времени t0 имеем [3]
¥
kw
q w = -å
× l[(A k + Bk ) cos(kwt 0 ) + (Bk - A k ) sin(kwt 0 )] .
(7)
2a
k =1
Из (4) следует, что
q
a=
(8)
(Tq - Tw ) .
¥ - x×
q
T = Tw - w x + å e
l
k =1
kw
2a
Очевидно, что для условий поверхности стенки (x = 0) можно написать
qw
0 ,8
Cd -0, 2 Tq-0,515 (wP ) =
(9)
(Tq - Tw ) .
Подставляя в (9) выражение для плотности теплового потока (7), получим уравнение для скорости рабочего тела в КС дизеля
95
0 , 2 0 , 515
¥ æ
K é d Tq
æ t - t 0 ö öù
W= ê
÷d k ÷ ú
å ç k sinç kw
P êë (Tq - Tw ) k =1 è
2 ø øúû
è
1, 25
,
(10)
где
é l c p r 2w ù
æ t - t0 ö
æ t - t0 ö
d k = (Bk - A k ) cosç kw
ú
÷ - (A k + Bk )sin ç kw
÷; K = ê
2 ø
2 ø
C
è
è
êë
úû
1, 25
.
При практической реализации уравнения (10) число членов ряда k изменяется не от k=1 до k=∞, а от k=1 до k=m, в свою очередь m=36. Это позволяет использовать для определения коэффициентов Фурье Ak и Bk, входящих в (10) программу для ЭВМ, разработанную в [2] для расчета локальной плотности теплового потока по измеренным колебаниям температуры поверхности КС.
В заключении следует отметить, что уравнением типа (5) описывается
процесс конвективного теплообмена, а по уравнению (7) определяется
плотность радиационно-конвективного теплового потока. Поэтому, чтобы
избежать методической ошибки при определении локальной скорости рабочего тела в КС в уравнение (9) следует подставить значение локальной
плотности конвективного теплового потока. Последний может быть получен с учетом экспериментальных и расчетных данных по величинам локального радиационного теплового потока.
Сравнение значений локальных скоростей рабочего тела в КС дизеля 8
ЧН 13/14, полученных с использованием зависимости (10) с расчетными и
экспериментальными данными других авторов [5,6] показало сходимость в
пределах 10 – 15%. Это вполне приемлемо для практики проектирования и
доводки современных дизельных двигателей.
ЛИТЕРАТУРА
1. Руднев Б.И. Расчетная зависимость для определения локального конвективного теплового потока в камере сгорания дизельного двигателя/ Б.И.
Руднев// Научные труды Дальрыбвтуза.- Владивосток: Дальрыбвтуз. 2007.- Вып. 19.- С. 86 – 91.
2. Руднев Б.И. Процессы локального теплообмена в камере сгорания
дизелей / Б.И. Руднев. - Владивосток: Дальнаука. - 2000. – 221 с.
3. Bargende M. Ermittung der Ladungs bewegung in motorischen
Brennraumen durch Messung instationarer Oberflachen – temperaturaturverlante/ M. Bargende, R.G. Rutter // MTZ. – 1986.- Nr.12. – S.533 – 538.
4. Чайнов Н.Д. Тепломеханическая напряженность деталей двигателей/
Н.Д. Чайнов, В.Г. Заренбин, Н.А. Иващенко // М.: Машиностроение.- 1977.
– 152 с.
96
5. Ball W.F. Laser Doppler velocimeter measurements of turbulence in a direct – injection diesel combustion chamber/ W.F. Ball, H.F.Pettifev, C.N.F.
Waterhouse // Iut. Conf. Combust. Eng., Oxford, 11 – 14 Apr.- 1983. – Vol. 86
D. – P. 777 – 787.
6. Yang J., Pierce P., Martin J.K., Foster D.E. Heat transfer predictions and
experiments in motored engine/ J.Yang, P.Pierce, J.K.Martin, D.E. Foster //
SAE Preprints. - 1988. – No. 881314. – 15p.
АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ЭЛЕМЕНТОВ
СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Роншина Е. С. (Морской государственный университет
им. адм. Г.И. Невельского, Владивосток, Россия)
В настоящее время к конструкторскому проектированию предъявляются новые требования. Поэтому современным инженерам требуется
использовать в своей работе современные методики и новые инструментальные средства, позволяющие решать задачи комплексно, получая рациональные решения при меньших материальных и временных затратах.
Совершенство конструкции, ее надежность, а также механические,
энергетические, прочностные и другие характеристики закладываются на
этапе проектирования, поэтому от принятия правильных инженерных решений значительно зависит качество работы и конкурентоспособность
технического объекта (ТО). Этот факт заставляет проектировщиков использовать новейшие достижения практики конструирования и современные
компьютерные средства.
При проектировании ТО в автоматизированном режиме все необходимые
вычисления проводятся для виртуальных моделей. При этом точность определения характеристик ТО существенно зависит от того, насколько адекватно
построенная модель описывает реальный ТО. Виртуальные модели используются конструктором для комплексного анализа элементов механических систем. В большинстве случаев он выполняется для геометрически определенных
размеров деталей в виде проверочных расчетов. Задача конструктора при этом
сводится к проверке обоснованности принятых параметров. В отдельных случаях выполняются проектировочные расчеты, т.е. определяются основные
геометрические размеры, исходя из условий нагружения, кинематических, динамических и других параметров.
Анализ полученных результатов выполняется по ряду критериев. В
механике машин и конструкций чаще всего ставится задача поиска рациональных конструкций, так как оптимизацию выполнить непросто. Трудно
97
найти универсальные критерии даже для отдельных групп механизмов изза обширности областей их применения.
Основные критерии работоспособности ТО, учитываемые при проектировании:
1. прочность:
3. устойчивость;
- статическая;
4. кинематические параметры;
- усталостная;
2. жесткость;
5. динамические характеристики.
Достоверность прогнозируемых результатов зависит от степени адекватности модели реальной конструкции и правильности выбора критериев
расчета. Объем расчетов зависит от типа детали, ее конкретных условий
работы и определяется конструктором.
Автоматизацию проектирования элементов ТО и выбор рационального варианта конструкции рассмотрим на примере расчета фланцевого болтового соединения крышки с корпусом цилиндра судового двигателя внутреннего сгорания (СДВС). Крышка и корпус цилиндра СДВС соединены
болтами через фланцы. При работе двигателя на болты действуют силы
давления газов в цилиндре. Требуется спроектировать работоспособное
соединение - рассчитать необходимый диаметр болтов, обеспечивающих
надежную работу.
Цель работы - спроектировать рациональное болтовое фланцевое соединение крышки с корпусом цилиндра СДВС типа К80МСЕ, которое
удовлетворяло бы требуемым критериям прочности и было рациональным
при обслуживании и эксплуатации.
В соответствии с поставленной целью требуется решить следующие задачи:
- определить принципы и методы расчета;
- разработать компьютерную модель группового болтового соединения, работающего в судовом двигателе внутреннего сгорания;
- выбрать критерии для определения рациональности соединения;
- рассчитать несколько вариантов соединения, изменяя выбранные
критерии;
- получить расчетный диаметр болтов, карты распределения нагрузки на болты и распределения давления в плоскости стыка соединения;
- проанализировать полученные результаты и выбрать рациональный
вариант.
Конструктивные особенности и условия работы фланцевого соединения:
- соединительный фланец имеет форму кольца, на котором болты
размещены через равные расстояния по среднему диаметру окруж-
98
-
ности (рис. 1);
болты в отверстия установлены с зазором;
болты нагружены усилием затяжки;
собственными изгибными деформациями соединяемых деталей
пренебрегаем, считаем, что после затяжки давление по поверхности
контакта распределяется равномерно;
на болты действует переменная во времени сила давления газов в
цилиндре, приложенная в центре стыка;
считаем, что давление в плоскости стыка распределено равномерно
и все болты равнонагружены.
Рис. 1. Модель фланцевого соединения для проектировочного расчета
Расчет резьбового соединения включает в себя обычно две связанные
между собой задачи: оценку прочности соединения и оценку плотности
(нераскрытия) стыка. Прочность соединения определяется, как правило,
прочностью болта, и для ее оценки необходимо знать напряжения в сечении с наименьшей площадью. Для резьбовых элементов это внутренний
диаметр резьбы d1. Плотность стыка определяется остаточной силой в стыке и если она станет равной 0, то стык раскроется, и вся внешняя нагрузка
будет восприниматься болтом, что опасно для его прочности, особенно
при переменной нагрузке. Прочность витков резьбы на срез и на смятие не
оценивается, считается, что для стандартных резьб условия прочности выполняются автоматически.
Таким образом, основным критерием расчета затянутого резьбового
соединения, нагруженного внешней отрывающей силой, принимаем условие нераскрытия стыка, которое имеет вид
F0 ×sc > (1-χ)×F,
где F0 — усилие затяжки; sc — коэффициент запаса по нераскрытию
стыка, sc= 1,1-1,3; χ - коэффициент основной нагрузки, учитывает растяжение болта вследствие затяжки; F - внешняя сила.
99
В случае расчета группового соединения каждый из n болтов воспринимает одинаковую часть внешней нагрузки.
Зная величину усилия затяжки F0 и скорректировав ее численным коэффициентом, равным 1,3 (учитывает наличие напряжений сдвига от момента трения в резьбе), а, также принимая во внимание дополнительную
силу растяжения, вызванную внешней нагрузкой ∆F2 = χF, определяется
суммарная нагрузка на болт F∑
F∑ = 1,3F0 + χF.
Значение диаметра болта d1 определяется из условия прочности
4F
4 Få ,
s » 2å £ [s ]P Þ d1 =
pd1 n
p [s ]P n
где s - действующее напряжение;
[s ]P - допускаемое напряжение растяжения для болтового соединения,
его величина зависит от материала болтов и равняется
s
здесь s T — предел текучести [s]P = T , материала;
s
s - коэффициент запаса прочности,
s = 1,3 - 1,5 при контролируемой сборке,
s = 1,5 - 2,5 при неконтролируемой сборке,
n — число болтов группового соединения.
В случае, когда внешняя нагрузка на болты изменяется циклически от
Fmin до Fmax, расчет долговечности соединения по критериям усталостной
прочности выполняется по классической методике, согласно которой коэффициент запаса усталостной прочности ns равен
s -1
,
n =
s
где
Ksds am + s my s
s-1 - предел усталостной прочности;
K sd - коэффициент снижения предела выносливости, учитывающий наличие концентраторов напряжения, размеры и состояние
поверхности детали, отличные от эталона.
s am - амплитудное напряжение цикла, s am = s max - s min ;
s m - среднее напряжение цикла, s = s
am
y s - коэффициент асимметрии цикла.
2
max
+ s min ;
2
Многократные испытания долговечности болтов показали, что она практически не зависит от средних напряжений, поэтому можно считать произведение s my s = 0. В таком виде расчет соединения называется расчетом по
100
предельным амплитудам, коэффициент запаса обозначается nam и равен
s
n = am lim ,
am
s am
здесь s am lim - предельно допустимая амплитуда, s am lim = s -1t ;
Ks
s -1t - предел выносливости по растяжению, зависит от материала болта;
Ks - эффективный коэффициент концентрации напряжений.
Расчет прочности по предельным амплитудам сводится к определению коэффициента запаса nam, причем его величина должна лежать в пределах 2,5 ¸ 4.
Расчет исследуемого группового болтового фланцевого соединения
выполнен в модуле WinJoint системы APM WinMachine и осуществлен в
два этапа:
1. Проектировочный расчет - определение диаметра болтов по условию статической прочности при постоянной во времени силе давления газов
в цилиндре. Значение силы — максимальное, выбираем по результатам моделирования теплового процесса СДВС в системе ДИНАМО, (рис. 2), Fmax =
5696714 Н.
2. Проверочный расчет - определение коэффициентов запаса прочности при действии переменной во времени нагрузки (коэффициента выносливости) для найденного диаметра болтов. По результатам моделирования
теплового процесса СДВС указывается интервал изменения силы от минимального до максимального значения, (рис. 2), Fmin = 100530 Н, Fmax =
5696714 Н.
Для соединений с циклически изменяющейся нагрузкой расчет на выносливость может иметь большее значение, чем расчет статической прочности.
101
Рис. 2. График изменения действия силы на поршень
Критериями проектирования рационального соединения могут быть
различные параметры, их выбор может быть обусловлен условиями работы соединения, особенностями технологии изготовления, экономическими
требованиями, особыми требованиями эксплуатации и др. На первом этапе
исследования, при проектировочном расчете, критериями проектирования
рационального соединения будем считать
- материал, из которого изготовлены болты, как фактор улучшения
технологичности и экономичности конструкции;
- количество болтов как фактор, обеспечивающий лучшие условия
обслуживания и эксплуатации.
Выполнено 8 вариантов проектировочного расчета соединения с разным
количеством болтов, изготовленных из сталей различных марок (табл. 1).
Таблица 1
Варианты проектировочного расчета болтового фланцевого соединения
№ варианта
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
Кол-во болтов
4
6
6
6
8
8
8
10
Материал болтов
Сталь 45Х
Сталь 20
Сталь 12ХН3А
Сталь 45Х
Сталь 20
Сталь 12ХН3А
Сталь 45Х
Сталь 12ХН3А
Диаметр болтов,
/, мм
93,7
141,1
84,3
76,5
122,2
73
66,3
65,3
Анализируем результаты. 1-й и 8-й варианты отбрасываем как крайние по количеству болтов. Из вариантов с 6 болтами:
2-ой - сталь недорогая (сталь 20), но диаметр болтов значителен
(>141,1 мм);
3-ий - диаметр болтов приемлем (>84,3 мм), но сталь — легированная, намного дороже (сталь 12ХН3А);
4-ый - минимальный диаметр болтов в этой группе вариантов (>76,5
мм) и сталь средняя по цене (сталь 45Х).
4-й вариант расчета можно считать наиболее подходящим из группы
соединений с 6-ю болтами.
Рассуждая аналогичным образом, выбираем наиболее подходящий вариант из группы соединений с 8-ю болтами. Это 7-й вариант, болты диа-
102
метром 68 мм из стали 45Х. При сравнении 4-го и 7-го варианта заметим,
что при незначительной разнице (относительно габаритов конструкции) в
диаметрах болтов решающее значение имеет тот факт, что в 4-м варианте
количество болтов меньше, чем в 7-м. Это облегчает сборку и разборку
конструкции при эксплуатации и ремонтных работах.
Таким образом, рациональным вариантом соединения можно считать
4-ый вариант. Для него представлены экран результатов расчета (рис. 3) и
карты распределения давления в плоскости стыка и нагрузок на болты
(рис. 4).
Рис. 3. Экран результатов расчета флан- Рис. 4. Распределение давления в плоскоцевого соединения.
сти стыка и распределение нагрузок
на болты
По условиям работы цилиндра СДВС с циклически изменяющейся силой, важен расчет болтов на выносливость, поэтому для полученного проектировочным расчетом рационального варианта соединения выполнен
проверочный расчет с учетом переменного характера приложенной внешней силы. Исходные данные такого группового болтового соединения
представлены на рис. 5.
Рис. 5. Исходные данные для проверочного Рис. 6. Результаты проверочного расчета
расчета
фланцевого соединения
103
Проверочный расчет соединения проводим для 4-го варианта проектировочного расчета. Полученный результат с коэффициентом запаса выносливости равный 0,22, не удовлетворяет условию усталостной прочности, поэтому продолжаем исследование соединения. Выполнено 6 вариантов проверочного расчета для разных марок материала и с различным количеством болтов. Результаты представлены в табл. 2.
Экран результатов расчета по критериям усталостной прочности показан на рис. 6.
Таблица 2
Варианты проверочного расчета болтового фланцевого соединения
№
варианта
1.
2.
3.
4.
5.
6.
Кол-во
болтов
12
12
12
12
16
16
Материал
болтов
45Х
12ХН3А
45Х
Диаметр
Коэф.
запаса Коэф. запаса
по пределу
болтов, /, выносливости
текучести
мм
140
1,09
15,2
150
1,17
17,5
140
0,99
12,6
150
1,06
14,4
120
1,2
14,9
140
1,46
20,2
Результаты проверочного расчета показывают, что наиболее подходящим вариантом болтового соединения будет 6-ой вариант, когда в СДВС
корпус цилиндра крепится с крышкой 16-ю болтами, изготовленными из
стали 45Х. В этом случае соединение спроектировано с запасом усталостной прочности 1,46, запасом статической прочности 20,2.
Таким образом, подтверждается предположение о том, что при проектировании фланцевого болтового соединения крышки с корпусом цилиндра СДВС, при переменном характере приложенной внешней силы, наибольшее значение имеет расчет соединения на выносливость.
Создание виртуальных моделей различных ТО имеет важное значение. В условиях внедрения автоматизации в производство это экономически выгодно и позволяет создавать и наполнять базы данных ИСАпр требуемыми элементами. В дальнейшем эти модели можно использовать как
прототипы для проектирования новых подобных деталей (создание БД),
для их расчета и комплексного анализа.
SIMULATION ON TRANSIENT AIR FUEL RATIO CONTROL
OF GASOLINE ENGINES
Yao Ju-Biao, Wu Bin, Zhou Da-sen (College of Environmental and Energy Engineering, Beijing University of Technology Beijing, 100022, China)
104
Abstract: In view of the difficulty to control the transient air fuel ratio of
gasoline engines accurately, a kind of air fuel ratio control strategy that combined the modified Elman neural network and the traditional PI controller was
put forward in this paper. The neural network was used to estimate the air fuel
ratio signal without transfer delay, whose input signals consist of the crankshaft
rotate speed, the throttle position and the injection duration. The traditional PI
controller was used to control the transient air fuel ratio by using the estimated
signal. To verify the validity of the control strategy, a single cylinder gasoline
engine model was set up by using GT-Power. On basis of this, the simulation
model for controlling the air fuel ratio of the gasoline engine was set up, using
GT-Power/Simulink. The algorithm of the neural network in the model was programmed with S-functions. The simulation results showed a fair self-adaptability
of this control strategy, which could effectively avoid enormous calibration experiments that are needed in the transient air fuel ratio control at present.Key
words: gasoline engine; transient air fuel ratio; neural networks; GT-Power;
Simulink.
1. Introduction
The technology that combines the electronic fuel injection and the threeway catalyst has become the most effectively method to decrease the exhaust
pollution of the gasoline engine in vehicle. However, the efficiency is influenced
by air fuel ratio greatly. If the high efficiency is required (above 80%), the air
fuel ratio needs to be controlled about 14.7, and the error needs to be held within
the range of ±3.5% [1].
The engines of vehicle in cities operate in the steady state and the transient
state, which alter frequently. The measured air fuel ratio signal is delayed due to
the case that the UEGO sensor is fixed in the exhaust pipe of the engine. When
the engine operates in the steady state, the controlled results of the air fuel ratio
can meet the requirement of the three-way catalyst; when it operates in the
transient state, the throttle position changes greatly, the fluctuating amplitude of
the air fuel ratio in the cylinder increases, then the transportation delay of the air
fuel ratio degrades the control quality. In order to avoid this deficiency, most of
the researchers dedicated themselves to study on how to improve the control
quality and to reduce the workload of calibration process, the control strategy
based on model or neural network are researching focus at present [2,3].
First, the transportation characteristics of the air fuel ratio were
analyzed. And then, a kind of air fuel ratio control strategy that
combined the modified neural network and the traditional PI con-
105
troller was put forward in this paper, in which the neural network
was used to estimate the air fuel ratio signal without the transportation delay, while the traditional PI controller was used to control the
transient air fuel ratio by using the estimated signal. The model of a
single cylinder engine was set up by using GT-Power, the model of
the control system was set up by using Simulink. According to the
characteristic that GT-Power can be linked with Matlab/Simulink
seamlessly, the simulation model of the air fuel ratio control of the
gasoline engine was set up by using the coupled technique between
the two kinds of software. On basis of this, air fuel ratio control
strategy that combined the neural network and the traditional PI
controller was studied.
2. Analysis on the transportation characteristics of air fuel ratio
The transportation delay of the air fuel ratio mainly includes the following
three parts:
1. The duration T1 of the mixture held inside the cylinder.
2. The duration T2 of the waste gas flowing from the exhaust valve to the
position of the UEGO sensor.
3. The response time T3 of the UEGO sensor.
2.1. The duration T1 of the mixture held inside the cylinder
The duration T1 is related to the rotate speed of the crankshaft, the crank angle from the closing of the intake valve to the opening of the exhaust valve, expressed as the following formula,
T1 = q 6n
(1)
Herein, q denotes the crank angle while the mixture is held inside the cylinder in a working cycle, q =360°in this paper; n denotes the rotate speed of the
crankshaft.
2.2. The duration T2 of the waste gas flowing from the exhaust valve to
the position of UEGO sensor
The time T2 can be confirmed by the following formula [4].
106
T2 = V v eg
(2)
Herein, V denotes the cubage of the exhaust pipe, which is related to the
structure of the exhaust pipe and the position of UEGO sensor; veg denotes the
volume velocity of the exhaust flow.
v eg = ( RTeg Peg ) × m& eg
(3)
Herein, R denotes the gas constant; Teg denotes the temperature of the exhaust
gas, which is related to the load of the engine; Peg denotes the pressure of the exhaust pipe; m& eg denotes the mass velocity of the flow.
2.3. The response time T3 of the UEGO sensor
Knowing from the working principle of the UEGO sensor, the value of the
air fuel ratio is acquired by inspecting the electrical current of the pumped oxygen, so a certain response delay is in existence. It was supposed that the UEGO
sensor belongs to a kind of apparatus with the first order response characteristic
[4]
, the time constant was supposed at 100ms in this simulation study.
According to the above analysis, the transportation delay of the air fuel ratio
is related to the structural parameters of engines, operating condition of engines
and the response characteristic of the UEGO sensor.
3. Simulation on air fuel ratio control of engine based
Power/Simulink
on GT-
3.1. Set up the GT-Power model of engine
Wave Boost and GT-Power are popular one-dimensional engine simulation
software at present. GT-Power is used most widely therein, which was adopted
in this paper. The model of a single cylinder electronic controlled gasoline engine was set up in GT-Power, and the detailed structure is illustrated as Figure 1.
The adjustable throttle valve was included in the model, whose adjustable range
was 0~40mm. There was no intake pressure regulated cavity in the model, so the
mass flow of the intake air was measured according to the throttle position and
the rotate speed of the crankshaft. The input signals to the ECU included throttle
position signal, crankshaft rotate speed signal and the feedback air fuel ratio signal, the output from the ECU was the injection duration signal, the injection angle was set to 90°before the top dead-center , when the injection ended in a
working cycle.
107
Fig. 1. The model of a single cylinder electronic controlled gasoline engine
3.2. Air ratio control with traditional PI controller
Fig. 2. The simulation model of air fuel ratio control with traditional PI controller
After packing the model in GT-Power, which is shown in Figure 1, it could
be used for Simulink. The simulation model of air fuel ratio control with traditional PI controller is illustrated as Figure 2, the injection duration signal input
to the ECU was the sum of two parts: one was the look-up value according to
the value of the throttle position and the crankshaft rotate speed, which needs to
be calibrated in advance; the other was the calculated value of the PI controller
according to the feedback from the UEGO sensor. The target value of the air
fuel ratio was set to 14.7.
When the engine operated in the steady state, the air fuel ratio can be controlled around the target value, illustrated as figure 3; when the engine operated
in the transient state, the mixture got sparser as the throttle position increased, in
108
reverse, the mixture got richer as the throttle position decreased, because of the
“fuel film” effect in the intake pipe and the transportation delay of the air fuel
ratio as well.
t (ms)
Fig. 3. The controlled results of air fuel ratio based on traditional PI controller
3.3 Air fuel ratio control based on neural network
3.3.1 Prediction method of the air fuel ratio without transportation delay
Fig. 4. Prediction method of the air fuel ratio without transportation delay
109
The essence of the air fuel ratio is to control the mixture’s concentration inside the cylinder, the perfect mode is to measure the mixture concentration inside the cylinder directly, however the UEGO sensor can only be fixed in the
exhaust pipe at present. In order to avoid the maladjustment of the air fuel ratio
because of the transportation delay measured by the UEGO sensor, the assumption, that utilizes the air fuel ratio signal without the transportation delay to
close the PI feedback controller, was put forward in this paper. The air fuel ratio
without the transportation delay must be predicted, the prediction method is illustrated as Fig.4.
From the forementioned analysis on the transportation delay of the air fuel
ratio, T1, T2 and T 3 can cause a bad quality of the air fuel ratio control. The air
fuel ratio without the transportation delay can be acquired by training the neural
network with the teacher’s supervision on-line. Illustrated as Figure 4, the input
to the neural network consists of throttle position signal, crankshaft rotate speed
signal and the injection duration signal, the output from it was compared with
the output of the UEGO sensor after being delayed by the T1, T2 and T3, then the
training algorithm regulated the weight of each neuron in the neural network
according to the compared error. The output from the neural network can be regarded as the air fuel ratio signal without the transportation delay when the error was limited within the set range. The transient air fuel ratio would be controlled perfectly when the trained signal acted as the feedback signal of the PI
controller.
The air fuel ratio signal was took from the exhaust valve in this simulation
study, for sake of simplifying the model. So T2=0, only T1 and T3 were considered while the neural network is being trained.
3.3.2 The structure of the modified Elman neural network
The modified Elman network adds the self-feedback connection in the context layer. It has been proven that the modified Elman network is efficient to
identify the higher order system dynamically [5]. The self-feedback connections
at the context layer simplifies the dimensions of the network, then the nonlinear
model with higher precision could be acquired, using fewer neurons. So the
modified Elman network is fit to the embed control system.
110
Fig. 5. The structure of the modified Elman neural network
The modified Elman network can be regarded as a feedforward BP network
with local mnemon and local feedback connection; its basic structure is illustrated as Figure 5. The modified Elman network consists of the input layer, the
hidden layer, the context layer and the output layer. Each node in the hidden
layer links with a corresponding node in the context layer, respectively. The
nodes between the input layer and the hidden layer link with each other through
adjustable weights, so do the nods in the hidden layer and the output layer, the
context layer and the hidden layer. There are self-feedback connections with the
fixed gainβat the neurons in the context layer .
Suppose i denotes the nodes in the input layer, i=1,…, M, j denotes the
nodes in the hidden layer, j=1,…, L, p denotes the nodes in the context layer,
j=1,…,L, p=1,…, L, then the connection weight from i to j can be marked as
w1,ij , the connection weight from j to output layer can be marked as w2, j , the
connection weight from p to j can be marked as w3, pj ; net_hj denotes the input to
node j in the hidden layer, o_hj denotes the output of node j in the hidden layer,
net_cp denotes the input to node p in the context layer, o_cp denotes the output of
node p in the hidden layer, f ( ) denotes the function of node j in the hidden
layer, f ( ) usually adopts the Sigmoid function: f(x)=1/(1+e-x). xi(k ) denotes the
input to the modified Elman network, i=1,2, …, M. The input consists of three
nodes in this paper, which is linked with the throttle position signal, the crankshaft rotate speed signal and the inject duration signal, respectively; y (k ) , denotes the output from the network, is the expected air fuel ratio signal without
the transportation delay. xi(k ) input datum and y (k ) output datum according to the
sampling sequence. M, N, L denotes the number of the nodes in the input layer,
the output layer and the hidden layer, respectively. The number of the nodes in
111
the context layer equals to that of the hidden layer, the formulae can be deduced
from Figure 5, listed as follows,
j=1,…,L
o _ c (jk ) = b × o _ c (jk -1) + net _ c (jk )
M
L
i =1
i =1
net _ h (j k ) = å w1,ij × x (jk ) + å w3,ij × o _ ci( k )
j=1,…,L
j=1,…,L
o _ h (j k ) = f (net _ h (j k ) )
L
y ( k ) = å w2,i × o _ hi( k )
(4)
(5)
(6)
i =1
Herein, the input to the context layer net _ ci( k ) at k sampling time is the corresponding node output of the hidden layer o _ hi( k -1) at k-1 sampling time,
net _ ci( k ) = o _ hi( k -1)
(7)
The modified Elman network adopted the gradient descent method as the
training algorithm, the objective function of the network can be expressed as
follows,
E=
1 (k )
(Y - y ( k ) ) 2
2
(8)
Y (k ) is the expected output of the output layer at k sampling time, it comes
from the output signal of the UEGO sensor.
3.3.3 Air fuel ratio control based on neural network
The simulation model of air fuel ratio control based on the neural network is
illustrated as Figure 6. The output of the UEGO sensor was used to supervise
the trained results of the network, so that the air fuel ratio signal without transportation delay can be predicted online. The modified Elman algorithm for predicting the signal without transfer delay was programmed with S-functions.
When the throttle changed suddenly, the maladjustment of the air fuel ratio decreased greatly, the controlled error can be kept within the range of ±3%, illustrated as Fig. 7.
112
Fig. 6. The simulation model of air fuel ratio control based on neural network
t (ms)
Fig. 7. The controlled results of air fuel ratio based on neural network
113
4. Conclusions
The model of a single cylinder electronic controlled engine was set up in
this paper by using GT-Power, the simulation model in air fuel ratio control using GT-Power/Simulink was set up as well. On basis of this, the air fuel ratio
controlled strategy that combined the modified neural network and the traditional PI algorithm was studied. The results of simulation experiments showed:
1) It is feasible to validate the control strategy by using the simulation model of
air fuel ratio control using GT-Power/Simulink;
2) The air fuel ratio transportation delay existing in the gasoline engine causes
the bad controlled quality in the transient state;
3) The combined control strategy can achieve the real-time prediction of the air
fuel ratio signal without the transportation delay. The target value of the air fuel
ratio can be kept within the range of ±3% in the transient state.
Acknowledgements
This work was supported by the Youthful Scientific Fund of Beijing University of Technology (200500244).
References
1. Zhou Bo-wen. Study on the technology of model based air fuel ratio control of gasoline engine. Doctor's degree dissertation, Zhe Jiang University, 2006.
2. Fekete P J et al. Mode1-based air-fuel ratio control of a lean multicylinder engine. SAE paper 950846,1995
3. Javier Nevot Cercós et al. Air-fuel ratio control of a gasoline engine by
means of a recurrent neural network with differentiated input [J]. Integrated
Computer-Aided Engineering, 2001(8): 243-255.
4. Gu Wei-dong, et al. Calibration of Fuel Dynamic Characteristics of Gasoline Engines [J]. Automobile Technology, 2006, (1): 5–8.
5. Liu Ya-bin, et al. Forecast of gas line status at real time based on modi-
114
fied Elman neural network [J]. Journal of Systems Engineering, 2003,18 (5):
475-478.
EXPERIMENTAL INVESTIGATION ON THE EFFECT OF FUEL
ADDITIVES ON HOMOGENEOUS CHARGE COMPRESSION
IGNITION (HCCI) ENGINE COMBUSTION
JI Changwei, LI Chao (Department of Automotive Engineering,
Beijing University of Technology)
ABSTRACT
The experimental research of homogeneous charge compression ignition
(HCCI) combustion process was carried out on a 4-cylinder diesel engine. The
fourth cylinder of the diesel engine was modified for HCCI combustion with additives. The influence of additives on the HCCI combustion process was investigated. The experimental results indicated that the ignition timing of the base fuel
(PRF 90) which is equivalent to gasoline RON 90 without additives delays and
the peak of the heat release rate is low at steady operating conditions on HCCI
combustion. Moreover, the ignition timing of the base fuel with additives advances obviously and the peak of the heat release rate increases. At the conditions with the same fuel injection quantity per cycle and the same engine speed,
with the increase of the additive concentration in the fuel, the ignition and heat
release timings bring forward and the peak of heat release rate increases. However, excessive additives will make the engine be prone to knock and run rudely.
In addition, the experimental results indicated that the mixed additives were better than any of the single additives for HCCI fuel, causing ignition and heat release timings further advanced and the peak of heat release rate further increased at different engine speeds and steady operating conditions. Moreover,
with the increase of engine speed, the influence of mixed additives on HCCI
combustion was more obvious. Furthermore, the mixed additives were beneficial
to improve HCCI engine misfire at high engine speeds, making the engine operating stably.
INTRODUCTION
With the development of automobile industry, there are two significant issues in engine industry we have to face today which are the scarcity of fossil
fuel resources and environmental protection. So the best way to solve the problems just mentioned above is to find a novel engine combustion strategy. Scientists have paid great attention to Homogeneous Charge Compression Ignition
(HCCI) regarded as the new combustion mode. In fact, in thirties of the twentieth century, there was a phenomenon of Homogeneous Charge Compression Ig-
115
nition in the gasoline engine, but it was considered as an abnormal combustion
to avoid. The earliest research about HCCI combustion by Onishi [1] and Nouchi
[2]
began in 1979 on a two-stroke engine. HCCI combustion has also been studied by a number of other investigators [3-10] to obtain a better understanding.
The advantages of HCCI are numerous compared with both SI and CIDI.
Relative to SI gasoline engines, HCCI engines are more efficient, approaching
the efficiency of a CIDI engine, because they have no throttling losses, use the
high compression ratios (similar to a CIDI engine), and have a shorter combustion duration (since it is not necessary for a flame to propagate across the cylinder) [11]. HCCI engines also have much lower engine-out NOx than SI engines.
HCCI engines have extraordinarily lower emissions of PM and NOx than CIDI
engines. The low emissions of PM and NOx in HCCI engines are mainly due to
the lean homogeneous air and fuel mixture and simultaneous low temperature
combustion. Because flame propagation is not required in HCCI combustion, the
dilution levels are much higher than the levels tolerated by either SI or CIDI engines. Combustion is induced throughout the charge volume by compression
heating due to the piston motion, and it will occur in almost any fuel/air/exhaustgas mixture. Another advantage of HCCI combustion is its fuel-flexibility.
HCCI operation has been shown using a wide range of fuels. Gasoline is particularly well suited for HCCI operation [11].
Finally, HCCI combustion offers a lot of benefits over conventional SI and
CIDI combustion, such as much lower NOx emissions, negligible cycle-to-cycle
variation, higher combustion efficiency at part load, and lower soot emissions.
Unlike conventional SI and CIDI engines, where the combustion is directly controlled by the engine management system, the combustion in HCCI engines is
controlled by its chemical kinetics and combustion boundaries [12].
Nowadays it is generally agreed upon that HCCI combustion is dominated
by both local chemical kinetic reaction rates [13] and combustion boundary limits
without requirement for flame propagation, and it is hard to control ignition timing appropriately. The misfire is prone to appear at low loads because the requried temperature is reached for the beginning of fuel chemical reaction. Because
the HCCI combustion starts almost simultaneously in the combustion chamber,
the knock happens due to the high speed combustion at high loads. In some conditions, severe knock can cause physical damage to the engine.
Since there are still some drawbacks for HCCI combustion, this paper therefore describes the experimental research activities being recently pursued by
means of adding the five different additives into the base fuel (PRF90: isooctane 90% + n-heptane 10%) as enhancers to promote ignition at low loads in
order to avoid the misfire. Based on the experimental results, discovering the
best additive with the best proportion in the base fuel is the main goal. For the
further study of the influence of additives on HCCI combustion, we tested three
116
mixed additives based on four single additives. At different engine speeds, the
mixed additives were investigated to improve HCCI ignition and combustion
and the law of influence of additives on HCCI ignition was determined.
1. EXPERIMENTAL APPARATUS AND PROCEDURE
1.1. Experimental setup
The test engine is an in-line four-cylinder 2.5L turbocharged direct-injection
SOFIM8140.47 diesel engine. The compression ratio is 18.5:1. For the experiment requirement, we only modified the fourth cylinder of the engine for HCCI
combustion and kept others unchanged. The detail of modification on the fourth
cylinder is to install the gasoline injector on the intake manifold beside the inlet
valve in order to ensure that the mixture is homogenous before auto ignition, replacing the original diesel injector on the top of combustion chamber with the
cylinder pressure sensor at the same place to acquire the data of cylinder pressure, as shown in Fig. 1. During the HCCI experiment, we start and warm up the
engine with diesel, carry on the HCCI research when the water and lubricant
temperatures reach 90ºC, at that time, the engine is a hybrid of diesel and HCCI.
Fig. 1. Schematic of the HCCI modification of the fourth cylinder of the original engine: 1сombustion chamber; 2 - рressure sensor; 3 – Injector; 4-intake manifold; 5- Inlet valve; 6рiston
The experimental system includes fuel injection system, data collection system and engine measuring and control system. The fuel injection system includes Electronic Control Unit (ECU), crankshaft angle sensor, injector, fuel
pump, fuel tank and control software. The data collection system contains Kistler 6117 pressure sensor, Kistler 5007 charge amplifier, Omron crankshaft angle encoder, AC6111 A/D board and Labview software. Engine is measured and
controlled by Nanfeng FST2A eddy current dynamometer, shown in Fig. 2. On
the experimental work, we acquire the cylinder pressure as well as its corresponding crankshaft angle signal of the fourth cylinder for the further analysis of
cylinder pressure, pressure rise rate, cylinder temperature and heat release rate.
117
Fig. 2. Schematic of the HCCI experimental system
1. Engine 2. Dynamometer 3. Charge amplifier 4. Crankshaft angle sensor 5. ECU 6. Exhaust
gas analyzer 7. Crankshaft angle encoder 8. Intake manifolds 9. Exhaust pipe 10. Cylinder
pressure sensor 11. Fuel Injector 12. Fuel pump 13. HCCI fuel tank 14. A/D board 15. Oscilloscope 16. Computer 17. Monitor 18. Fresh air 19. 20. Exhaust gas 21. Fuel in 22. Fuel out
1.2. Fuel Additives
The seven additives were chosen by means of their physical properties, chemical
properties and chemical reaction mechanisms. They all have methyl radicals after the decomposition and the methyl radicals play a dominant role during the
process. They react with oxygen to produce an OH• radical. The OH• radicals
react rapidly with the engine fuel to form alkyl radicals R•. The alkyl radicals
undergo subsequent oxygen addition to the radical site and generate an alkyperoxy radical, RO2•, which can undergo internal isomerization, leading to the classical low-temperature chain branching oxidation mechanism for paraffinic fuels
[14]
. Thus, the additives which can provide enough methyl radicals in the paraffinic fuel result in a rapid initiation of low-temperature chemistry and accelerate
the high-temperature autoignition chemistry. The additives which are mentioned
in this paper are Di-Tertial-Butyl Peroxide (DTBP), Dicumyl Peroxide (DCP),
Tertial-Butyl Cumyl Peroxide (TBCP), Tertial-Butyl Hydroperoxide (TBHP),
Cumene Hydroperoxide (CPO), Tertial-Butyl Peroxy Benzoate (TBPB) and DiTertial-Amyl Peroxide (DTAP) respectively. Table 1 lists several properties of
the main peroxide additives.
Table 1
Properties of the main peroxide additives
TBHP
Boiling
Point(ºC)
158
Flash
Point(ºC)
62
DTBP
110
18.3
DCP
120
127
C6H5(CH3)2CO•
CPO
DTAP
TBPB
TBCP
153
146
113
153
79
25
93
79
C6H5(CH3)2CO•
CH3CH2•
CH3•
C6H5(CH3)2CO•
Compound
118
Radical-a
Radical-b
(CH3)3CO•
(CH3)3CO•
OH•
(CH3)3CO•
C6H5(CH3)2
CO•
OH•
CH3CH2•
C6H5•
OH•
1.3. Experimental Procedures
Three kinds of HCCI experiments were done in our research.
EXPERIMENTS FOR ADDITIVES SELECTION – Adding the five additives (DTBP, TBHP, TBCP, DCP and CPO) into the base fuel separately with
the 1% mass fraction to obtain five experimental fuels. The main purpose of this
part is to find the range of HCCI operation from the minimum fueling rate (misfire point) to the maximum fueling rate (knock point) by injecting different
quantities of the fuel at water and lubricant temperatures of 90ºC as well as engine speed of 1400r/min. By analyzing the pressure data and other corresponding results, the experimental fuel with the best additive was determined.
EXPERIMENTS FOR ADDITIVE MASS FRACTION SELECTION –
This section describes the experiments about the selection of mass fraction for
the best additive. Five experimental fuels were prepared by adding the best additive with five different mass fractions (1%, 2%, 5%, 10% and 20%) separately
into the base fuel. At the same operating condition just mentioned above, the
best mass fraction which is based on the analysis of experimental data was
found.
EXPERIMENTS FOR MIXED ADDITIVES SELECTION – Three mixed
additives which are based on four single additives were confected in this part of
experiments. No.1 mixed additive (named M1) consists of DTBP and TBPB,
No.2 mixed additive (named M2) consists of DTBP and DTAP, No.3 mixed additive (named M3) consists of DTBP, TBPB, DTAP and TBHP. HCCI experiments were carried out at the speeds of 900r/min, 1200 r/min, 1600 r/min and
1800 r/min, respectively at the water and lubricant temperatures of 90ºC. According to the HCCI combustion characteristics, 900r/min is defined as low
speed, 1200r/min and 1600r/min are defined as middle speeds and 1800r/min is
defined as high speed. Adding the three mixed additives in mass fraction into the
base fuel to acquire three new fuels compared with one of the fuels with single
additive, the experimental fuels are: No.0 fuel (PRF90 + 2%DTBP), No.1fuel
(PRF90 + 1%DTBP + 1%TBPB), No.2 fuel (PRF90 + 1%DTBP + 1%DTAP),
No.3 fuel (PRF90 + 0.5%DTBP + 0.5%TBPB + 0.5%DTAP +0.5%TBHP). The
best mixed additive was explored according to the results of the experiments at
the different speeds of HCCI operating range.
2. RESULTS AND DISCUSSIONS
2.1. The influence of fuel additives on HCCI combustion
Fig. 3 shows the HCCI combustion cylinder pressure, pressure rise rate, cylinder
temperature and heat release rate at fueling rate of 7.55mg per cycle using 3 different additives and the same base fuel(PRF90) at the coolant and oil temperatures of 90ºC and engine speed of 1400r/min. Because the analysis result curves
119
of fuel with TBHP, TBCP and DCP are quite the same, the Fig.s only display
the curves of fuel with TBHP for neatness.
Pressure/ MPa
8
6
1
DTBP
Pressure rise rate / MPa / o CA
10
TBHP
CPO
PRF90
motoring
4
2
0
320
340
360
q / oCA
380
0.5
CPO
PRF90
0
-0.5
320
400
(a) Cylinder pressure
DTBP
TBHP
340
360
q / o CA
380
400
380
400
(b) Pressure rise rate
1500
100
1250
Heat release rate / J/ oCA
Temperature / K
DTBP
TBHP
CPO
1000
PRF90
motoring
750
DTBP
80
60
TBHP
CPO
PRF90
40
20
0
500
320
340
360
q / o CA
(c) Cylinder temperature
380
400
320
340
360
q / oCA
(d) Heat release rate
Fig.3. HCCI combustion cylinder pressure, pressure rise rate, cylinder temperature
and heat release rate at fueling rate of 7.55mg per cycle using 3 different additives
Fig. 3 shows that the peak of the cylinder pressure of PRF90 without additive is about 6MPa and 10 degrees after Top Dead Center (TDC). It is the smallest value comparing with others. The results illustrate that PRF90 is difficult to
ignite and the ignition timing delays. The facts lead to the small pressure rise
rate and heat release rate as well as the low cylinder temperature. The other five
fuels with additives have higher peak of pressure than PRF90 and their ignition
timings advance obviously. In addition, the fuel with DTBP additive has the
highest pressure which is 8MPa and 5 degrees after TDC. It means the fuel with
DTBP is easier to ignite and the combustion is much more advanced than other
four fuels with their own additives. They also lead to the largest pressure rise
rate and heat release rate as well as the highest cylinder temperature. All of the
peaks are still after the TDC in this experiment. So from the experimental results, DTBP is considered as the best additive to improve the HCCI combustion
than any others.
2.2. The influence of mass fraction of DTBP on HCCI combustion
If the mass fraction of DTBP in the fuel is too small, there is no enough
power to avoid misfire during the HCCI combustion. On the contrary, if the
120
concentration is too big, HCCI combustion will be very fast. It will produce the
unexpected high pressure rise rate, more advanced combustion and the significant pressure oscillation (knock) is prone to happen. The serious knock may
cause physical damage to the engine. Therefore this part of experiment is focused on the optimization of mass fraction of DTBP in the fuel.
Fig.4 shows the HCCI combustion cylinder pressure, heat release rate and
pressure rise rate at fueling rate of 7.55mg per cycle using 5 different DTBP
concentrations (1%, 2%, 5%, 10% and 20%) at water and lubricant temperatures
of 90ºC and engine speed of 1400r/min.
10
1.5
20%
8
10%
5%
6
2%
1%
motoring
Pressure rise rate / MPa / oCA
Pressure / MPa
20%
4
2
0
320
340
360
q / o CA
380
1
5%
2%
0.5
1%
0
-0.5
320
400
(a) Cylinder pressure
10%
340
360
q / oCA
150
20%
20%
125
Temperature / K
Heat release rate / J/ oCA
10%
5%
2%
1000
1%
motoring
750
500
320
400
(b) Pressure rise rate
1500
1250
380
10%
5%
100
2%
1%
75
50
25
0
340
360
q / oCA
380
400
320
340
360
q / oCA
380
400
(c) Cylinder temperature
(d) Heat release rate
Fig.4. HCCI combustion cylinder pressure, pressure rise rate, cylinder temperature and heat
release rate at fueling rate of 7.55mg per cycle using 5 different DTBP concentrations
Fig. 4 indicates that the ignition timing and the peak of heat release rate advance noticeably with the increase of DTBP mass fraction at the same fueling
rate per cycle and speed. Fig. 4 shows that the heat release rate timings of fuels
at DTBP concentrations of 5%, 10% and 20% are over-advanced, causing a very
short heat releaseending BTDC and harming engine output. Moreover, their
peak pressure rise rates are greater than 1MPa/°CA, causing engine knock. The
intensity of knock increases with DTBP concentration in the base fuel. So ac-
121
cording to the results, the maximum DTBP mass fraction is 2% in this experiment, both improving ignition and avoiding knock.
2.3. The influence of mixed additives on HCCI combustion
The results above indicate that the DTBP is the best additive to improve the
HCCI combustion at the mass fraction of 2% or less. Is it the best additive
among all the peroxides? How about the mixture of the different peroxides? Will
it bring out the better results? In the following sections, these questions will be
answered well.
The Fig. 5 shows the HCCI combustion cylinder pressure, pressure rise rate,
cylinder temperature and heat release rate at fueling rate of 7.55mg per cycle using 3 mixed additives and the fuel with single DTBP additive on the condition of
90ºC water and lubricant temperature as well as 1600r/min engine speed.
10
2
Pressure / MPa
8
Pressure rise rate / MPa / o CA
M1
M2
M3
6
DTBP
motoring
4
2
0
320
340
360
q / oCA
380
1.5
1
0
-0.5
-1
320
Heat release rate / J/ oCA
Temperature / K
M1
M3
DTBP
1000
motoring
800
380
140
M1
120
M2
100
M3
80
400
DTBP
60
40
20
600
320
360
q / oCA
160
M2
1200
340
(b) Pressure rise rate
1600
1400
DTBP
0.5
400
(a) Cylinder pressure
M1
M2
M3
0
340
360
q / oCA
380
320
400
340
360
q / oCA
380
400
(c) Cylinder temperature
(d) Heat release rate
Fig.5. HCCI combustion cylinder pressure, pressure rise rate, cylinder temperature and
heat release rate at fueling rate of 7.55mg per cycle using 3 mixed additives and the fuel
with DTBP at 1600r/min
Fig. 5 presents three mixed additives are much more noticeable than DTBP
on the improvement of HCCI combustion. The pressure peaks of mixed additives increase greatly and the corresponding positions of peaks are advanced.
M1 has the higher pressure rise rate, temperature and heat release rate as well as
122
more advanced ignition timing comparing with DTBP. From the experimental
results, the mixed additives are markedly to improve the HCCI combustion at
the high engine speed operating. Furthermore, M1 is the best one among them.
2.4. The effect of engine speed on HCCI combustion
As we can see above, the mixed additives are better than the single DTBP
on the improvement of HCCI combustion and ignition timing at the 1600r/min
engine speed. How about the other engine speeds? What are the behaviors of
mixed additives at the whole speed range?
Fig. 6 (a) shows at the same fueling rate per cycle (7.55mg/cycle), water and
lubricant temperature, the pressure peaks of M3 and DTBP tend towards decrease and the tendency of DTBP is more obvious, while other two curves, M1
and M2, have the tendency to increase and M1 increases sharply with the increase of engine speed. The pressure peaks of three additives at different engine
speeds are higher than DTBP’s except the experiment point of M1 at 900r/min
engine condition, especially at 1600r/min engine speed. Not only can the mixed
additives provide enough cylinder pressure at low engine speed, but also they
can make the engine stable enough with high power at high engine speed. Fig. 6
(b) indicates that the ignition timing of the fuel with mixed additive M1 is more
advanced than other fuels at any engine speeds, of course, getting rid of the bad
two points (M2 and M3 at 900r/min engine speed). That means the fuel with M1
is easier to ignite than others, especially at high engine speed. Although the
pressure peak of fuel with M1 is lower than the one with DTBP at the 900r/min,
according to the whole speed range, M1 has the best performance among three
mixed additives.
Pressure / MPa
9.2
6
M3
M2
M1
DTBP
Peak pressure position ATDC/ oCA
9.4
9
8.8
8.6
8.4
900
1200
1400
Engine speed / rpm
1600
5
4
3
2
1
M3
M2
M1
DTBP
0
-1
-2
900
1200
1400
Engine speed / rpm
1600
(a) Cylinder pressure peak
(b) Peak pressure position ATDC
Fig.6. HCCI combustion cylinder pressure peak and its position ATDC (after top dead
center) with different engine speeds at fueling rate of 7.55mg per cycle
123
In a word, the three mixed additives are better than the single DTBP. M1 is
the best one among them for improving the HCCI combustion and advancing the
ignition timing properly.
CONCLUSIONS
This paper describes the HCCI experiment research on additives. The main
conclusions obtained to date are summarized as follow.
1. The additives can improve HCCI combustion. It makes ignition timing
advanced and cylinder pressure, pressure rise rate and heat release rate increased
to obtain more power.
2. DTBP additive is the best one comparing with other single additives. The
HCCI combustion with DTBP has greater cylinder pressure and heat release rate
than others at the same condition.
3. The maximum mass fraction of DTBP is 2%. The more concentration of
additives will cause knock and engine to run rudely.
4. Mixed additives are much better than the single DTBP additive on the
improvement of HCCI combustion. The ignition timings of mixed additives advance obviously. They have higher cylinder pressure and heat release rate to increase the power and torque of engine.
5. M1 (the mixture of DTBP and TBPB) is the best mixed additive for improving the HCCI combustion at any engine speed and the influence is more noticeable with the increase of engine speed.
6. At the same condition, mixed additives can increase the cylinder pressure, bring forward the ignition timing and make the engine stable to some extent at any engine speeds comparing with single additive. M1 is the best choice
to improvement the HCCI combustion at the whole engine speeds range.
ACKNOWLEDGMENTS
This research was supported by China National Key Basic Research Program
(Grant No. 2001CB209201), and China National Natural Science Foundation
Project (Grant No. 50522202) and China National Clean Vehicle Industrialization and Demonstration Program (Grant No. 2005BA413B06).
REFERENCES
1. Onishi S et al. Active Thermo-atmosphere Combustion (ATAC) A New
Combustion Process for Internal Combustion Engines. SAE paper 790501.
2. Noguchi et al. A Study on Gasoline Engine Combustion by Observation
of Intermediate Reactive Products During Combustion. SAE paper 790501.
3. R.H. Thring. Society of Automotive Engineers. SAE- 892068, 1989.
4. T.W. Ryan, T.J. Callahan. Society of Automotive Engineers. SAE961160, 1996.
124
5. Y. Takeda, K. Nakagome, K. Niimura. Society of Automotive Engineers. SAE-961163, 1996.
6. Y. Ishibashi, M. Asai. Society of Automotive Engineers. SAE-960742,
1996.
7. K. Nakagome, N. Shimazaki, K. Niimura, S, Kobayashi. Society of
Automotive Engineers. SAE-970898, 1997.
8. H. Yokota, Y. Kudo, H. Nakajima, T. Kakegawa, T. Suzuki. Society of
Automotive Engineers. SAE-970891, 1997.
9. M. Christensen, P. Einewall, B. Johansson. Society of Automotive Engineers. SAE-972874, 1997.
10. S. Kimura, O. Aoki, H. Ogawa, S. Muranaka, Y. Enomoto. Society of
Automotive Engineers. SAE- 1999-01-3681. - 1999.
11. Homogeneous Charge Compression Ignition (HCCI) Technology, A
Report to the U.S. Congress, April 2001
12. Rui Chen, Nesa Milovanovic. A computational study into the effect of
exhaust gas recycling on homogeneous charge compression ignition combustion
in internal combustion engines fuelled with methane. International Journal of
Thermal Sciences, 2002,41 (9):805-813.
13. Najt, P. M. and Foster, D. E. Compression-Ignited Homogeneous
Charge Combustion. SAE paper 830264. - 1983.
14. J. A. Eng, W. R. Leppard and T. M. Sloane. The Effect of Di-Tertiary
Butyl Peroxide (DTBP) Addition to Gasoline on HCCI Combustion. SAE paper
2003-01-3170
125
Тихоокеанский
государственный
университет
Дальневосточный
государственный
университет путей
сообщения
Специальные вопросы
повышения эффективности
систем наддува дизелей
GREY RELATIONAL ANALYSIS ON PERFORMANCE OF A DIESEL
ENGINE WITH PRESSURE-WAVE SUPERCHARGER
LEI Yan1, ZHOU Da-sen1, JI Chang-wei1, ZHANG Hong-guang1
(Environmental and Energy Engineering College, Beijing University
of Technology, Beijing, China)
Abstract: In this research a 493 diesel engine is supercharged by a pressurewave supercharger (PWS). In order to improve the power of the PWS diesel engine the grey relational analysis which focused on the experimental results of the
diesel engine has been completed. The analysis results show that two factors, the
intake air flow and the exhaust temperature, have the most important influence
on the PWS diesel engine. At the suggestion of the grey relational analysis the
volume of the intake manifold is increased to allow more intake air flow while
the exhaust manifold is wrapped by asbestos with an iron cover to preserve the
high exhaust temperature. The experimental results after those changes show
that both the power and the torque have been build up as well as the NOx emission has been reduced effectively. Therefore, the adjustments of PWS diesel engine according to the grey relational analysis are proved reasonable and effective. Key Words: Pressure-wave supercharger; Diesel engine; Grey relational
analysis; Intake air flow; Exhaust gas temperature
1. Introduction
Just Like the traditional turbo charging, the pressure-wave supercharger
(PWS) utilizes the energy of the exhaust gas from the engine cylinders to build
up the intake pressure [1, 2]. However, when turning to the operation principle
of PWS it is not similar compared with the turbo. When it works, the fresh air
and the exhaust from the cylinder contact with each other just inside the pressure
wave supercharger, which is quite different in the turbo charger, see Fig 1.
This direct contact leads to transfer energy in such short time that the PWS
can response quickly according to the
variable engine working condition,
hence there is no so-called ‘turbo lag’
problem like turbo charger. Furthermore, the direct contact may also result
in inside exhaust gas recirculation
(EGR), which is very useful for reducing the NOx emission. At the same
Fig. 1. Pressure-wave supercharger:
time other advantages, such as large
1-fresh air, 2-compressed air, 3-hot gases,
torque at the small engine speed, less
4-exhuast gases and air towards
soot when acceleration, are also
the exhaust pipe
129
attractive. All the good characteristics make the PWS suitable for automobile
engines whose loads vary a lot [3].
This paper focuses on the application of pressure-wave supercharger to a
493 diesel engine, which is originally supercharged by a turbo charger. In order
to improve the power of the PWS diesel engine, the grey relational analysis applied on the early experimental results of the PWS diesel engine is completed.
Then some changes are done to improve the engine at the basis of the grey relational analysis. Finally, the PWS diesel is tested again on the test bed. The final
experiments show that the PWS diesel engine may gain good power and torque
while with less NOx emission.
2. Investigated System
The system mainly consists of a 493 diesel engine and a pressure-wave supercharger, Comprex CX-102 produced by ABB Co. The four-stroke diesel engine has 4 cylinders and is originally supercharged by a turbo charger. In this
system the rotor of the PWS is driven by an electrical motor, thus the rotation
speed of rotor can maintain at nearly 14700 rpm. More information is presented
in [4]. There is an intercooler in this system to cool the compressed air after the
PWS. A starting bypass valve is used to ensure the diesel engine starting. See
Fig. 2.
pe
pa
Air filter
Ta
Regulating
box
Comprex
PWS
motor
Te
pg
Soot
NOx
Tg
Starting bypass
valve
Ts
ps
CO2
CO2
493
intercooler
diesel
engine
dynamometer
Fig. 2. Investigated system
When supercharged by a PWS, the diesel engine should make some new designs. Especially the intake and exhaust system must be adjusted to match with
the PWS. For more detail of the changed intake and exhaust system see [5]. The
early experimental results, both of the turbo charging engine and the PWS engine, are shown in Fig. 3.
130
240
50
220
Torque/Nm
Power/kW
60
40
30
Turbocharging Engine
PWS Engine
20
1600
2000
2400
2800
180
160
Turbocharging Engine
140
10
1200
200
PWS Engine
120
3200
1200
1600
engine speed/rpm
2000
2400
2800
3200
engine speed/rpm
(b) Comparison of torque between turbo
(a) Comparison of power between turbo
charging
engine and PWS engine
charging engine and PWS engine
1600
300
Turbocharging Engine
1400
PWS Engine
1200
NOx/10 -6
fuel consumption/g(kWh)
-1
350
250
200
1600
2000
2400
2800
800
600
Turbocharging Engine
400
PWS Engine
200
1200
150
1200
1000
3200
engine speed/rpm
1600
2000
2400
2800
engine speed/rpm
3200
(d) Comparison of NOx emission between
(c) Comparison of fuel consumption beturbo charging engine and PWS engine
tween turbo charging engine and PWS engine
Fig. 3. Comparison between turbo charging engine and PWS engine
From these comparisons between the turbo charging engine and the PWS
engine, some conclusions can be drawn as following:
The PWS engine has shown its good lower-NOx emission. The NOx emission is markedly reduced especially at the high engine speed thanking to the internal EGR of the PWS rotor when compared with the turbo, shown in Figure
3(d).
At the same time the PWS brings the diesel engine less fuel consumption
than the turbo which is shown in Figure 3(c). However, both the power and the
torque of the PWS engine are not as the same as those of the turbo engine. See
Figure 3(a), 3(b).
The PWS engine has less NOx emission and lower fuel consumption while
the power and torque are less strong than the turbo charging engine. Therefore,
the further research should mainly focus on improving the power performance
of the PWS engine.
Grey Relational Analysis
131
The grey relational theory is applied to analyze the early experimental results, aiming at finding the important factors which can have the maximum influence on the PWS engine. Thus, some effective changes stressing on improving the influence factors can be done on the basis of the grey relational analysis.
2.1. Grey Relational Theory
The grey relational theory, a new systems analysis, is to judge the relations
among the factors by analyzing the comparability or the difference of the factors. The grey system theory was developed since 1980s and now has succeeded
in many research fields, more details see [6], [7], and [8]. In the grey relational
theory the grey relational grade, meaning how the factor works on other factors,
is calculated on the basis of the given data. The larger grey relational grade is,
the more important its influence is. The largest grey relational grade of one factor means this factor can have most effect. With the confirmation of the key factor which has the largest grey relational grade, we can do something more effectively to achieve the goal.
In the grey system theory, the grey relational coefficient described as xi (k )
stands for the relational degree between two factors. The system performance
can be described by difference parameters. For example, when referring to an
engine, these parameters such as the power, torque, fuel consumption and emissions can be used to show whether the engine is a good one or not These system
performance parameters are named reference sequences (or mother sequences),
in the grey system theory usually described by
X 0 (k ) = { X 0 (k ) k = 1, 2,L , n} .
There are other different parameters which can have different effects on the
performance parameters. When referring to the engine, those influence parameters such as the engine speed, temperature and pressure, air/fuel ratio and so on
may have respective effects on the power, torque, fuel consumption and emissions of the engine. In the grey relational theory, those influence factors are
called relative sequences (or son sequences), described by
X i (k ) = { X i (k ) k = 1, 2,L , n} .
Then, the grey relational coefficient xi (k ) expresses the relational degree of
the son sequences to the mother sequences, which is calculated by the following
formula (1)
132
Min Min D (k ) + r Max Max D (k )
x (k ) =
D (k ) + r Max Max D (k )
i
i
i
i
i
(1)
i
i
i
i
i
i
In the formula (1): Di (k ) =| X 0 (k ) - X i (k ) | .
Here, r is an influence coefficient, generally ranging between 0 and 1. In
this paper: r = 0.5 .
g i is the grey relational grade of son sequences to the mother sequences. After getting the grey relational coefficient xi (k ) , finally, the grey relational grade
g i can be calculated by formula (2) as following.
gi =
1
å xi (k )
n k =1
(2)
2.2 Grey Relational Analysis of PWS Engine Experimental Data
There are a lot of parameters measured in the 493 PWS engine test including
engine speed, power, torque, fuel consumption, NOx emission, intake air flow,
intake and exhaust pressure, intake and exhaust temperature, excess air ratio,
PWS speed, etc. Those test data is shown in Tabl. 1.
Table 1
engine speed power
[rpm]
[kW]
1400
31.9
1900
48.3
2000
559
2300
61.5
2700
64.4
2900
65.1
3200
59.6
3600
58.3
PWS speed
air flow
[rpm]
[kg/h]
13518
14597
14687
14774
14850
14968
15090
15073
324.5
409.5
423.1
412.8
419.9
399.4
407.9
399.5
PWS diesel engine early test data
torque
fuel
con- NOx
sumption
[Nm]
[10-6]
[ g / kWh ]
214.1
252.4
100
245.7
221.8
200
263.2
215.3
155
249.2
213.9
140
224.6
223.5
120
210.6
257.6
120
175.5
267.7
222
154.4
281.4
117
intake
intake
excess
pressure
temperature ratio
[bar]
[K]
1.424
309.9
2.82
1.457
331.4
2.71
1.43
325.4
2.49
1.417
329.4
2.22
1.377
328.2
2.06
1.377
329.5
1.69
1.304
332.4
1.81
1.311
332.4
1.72
133
exhaust gas
temperature
[K]
801
932
881
898
905
931
891
899
air exhaust gas
pressure
[bar]
1.015
1.019
1.019
1.024
1.025
1.025
1.024
1.025
Therefore, according to the grey relational theory, the performance data such
as the power, torque fuel consumption, NOx emission are chosen as the mother
sequences; while the influence data such as engine speed, intake air flow, intake
and exhaust pressure, intake and exhaust temperature, excess air ratio, PWS
speed as the son sequences.
Both the mother sequences and the son sequences have to be changed in a
grey relational theory method, more details see [7].
The grey relational grades of the influence parameters (son sequences) to the
performance parameters (mother sequences) are respectively calculated on the
base of the early PWS diesel engine experiments. The results are shown in
Figure 4.
excessive air ratio
excessive air ratio
PWS speed
PWS speed
exhaust pressure
exhaust pressure
exhaust tem perature
exhaust tem perature
intake tem perature
intake tem perature
inake pressuer
inake pressuer
air flow
air flow
engine speed
engine speed
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
0
0.2
grey relational grade
0.4
0.6
0.8
1
grey relational grade
(a) Grey relational grades of the influence
(b) Grey relational grades of the influence
parameters (son sequences) to engine power
parameters (son sequences) to engine torque
excessive air ratio
excessive air ratio
PWS speed
PWS speed
exhaust pressure
exhaust pressure
exhaust temperature
exhaust tem perature
intake temperature
intake tem perature
inake pressuer
inake pressuer
air flow
air flow
engine speed
engine speed
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
grey relational grade
grey relational grade
(d) Grey relational grades of the influence
(c) Grey relational grades of the influence
parameters
(son sequences) to NOx
parameters (son sequences) to fuel consumption
Figure 4. Results of grey relational analysis
We can see from the Figure 4 that the grey relational grade of intake air flow
to power is the largest while the grey relational grades of exhaust gas temperature to torque, fuel consumption and NOx emission are the largest one at the
same time. This means that intake air flow has the most important influence on
the 493 PWS diesel engine power, and the key factor with the most remarkable
effect on 493 PWS diesel engine torque, fuel consumption, and NOx emission is
exhaust gas temperature. The grey relational analysis points out a way to im-
134
prove the 493 PWS diesel engine performance to aim at changing two key factors, the intake air flow and the exhaust gas temperature.
3. Changes of 493 PWS Diesel Engine
Since we know that both the intake air flow and the exhaust gas greatly affect the PWS diesel engine, thus the changes of the diesel engine should be done
mainly concentrating on increasing the intake air flow and the exhaust gas temperature, which may bring great effect on the engine performance.
Increase Intake Air Flow
More air, more power. In order to allow drawing in more fresh air, the volume of intake manifold had better be larger, especially for an engine charged by
a pressure-wave supercharger. To determine a suitable area of the intake manifold the air flow test is completed. More details about the air flow test refer to
[9]. Figure 5 shows the results of the air flow test. The curve in this figure ascends sharply with the increase of the intake manifold area, especially in the
range of small area. However, the curve tends to be steady after certain area. It is
no use to unlimitedly increase the area. Thus, the reasonable intake manifold
area is 1840 mm2 according to the test results and the engine construction.
0.7
flow coefficient
0.6
0.5
n=1000rpm
n=1400rpm
n=1800rpm
n=2200rpm
n=2800rpm
0.4
0.3
0.2
0.1
0
1000
2000
3000
4000
intake manifold area/mm
5000
2
Fig.5. Intake Air Flow Test
Maintain High Exhaust Gas Temperature
The pressure-wave supercharger utilizes the energy of the high-temperature
and high-pressure exhaust gas to boost the engine. Whether the exhaust energy
is high enough or not must affect the operation of the PWS. The higher the exhaust gas energy is, the more effectively the PWS runs. Therefore it is really
necessary and important to remain the high exhaust gas energy out of the engine
cylinder. In other words, the PWS engine should keep high exhaust gas tempera-
135
ture, which is quite coincident with the conclusion of the grey relational analysis
above.
In this system, the exhaust manifold is wrapped by asbestos with an iron
cover to preserve the high exhaust temperature which almost ranges between
800~1000k in the following experiments.
4. Test of 493 PWS Diesel Engine after Changes
The tests after those changes are completed on the same test bed as the early
period. The final experimental results are shown in Fig. 6.
260
60
240
50
220
Torque/Nm
Power/kW
70
40
30
Turbocharging Engine
1# PWS Engine
2# PWS Engine
20
1600
2000
2400
2800
3200
180
160
120
100
3600
1200
engine speed/rpm
-6
NOx/10
fuel consumption/g(kWh) -1
3200
3600
3200
3600
1200
200
1000
800
600
400
200
150
2400
2800
1400
250
2000
2400
1600
Turbocharging Engine
1# PWS Engine
2# PWS Engine
1600
2000
(b) Comparison of torque
350
1200
1600
engine speed/rpm
(a) Comparison of power
300
Turbocharging Engine
1# PWS Engine
2# PWS Engine
140
10
1200
200
2800
0
1200
3200
engine speed/rpm
Turbocharging Engine
1# PWS Engine
2# PWS Engine
1600
2000 2400 2800
engine speed/rpm
(d) Comparison of NOx emission
(c) Comparison of fuel consumption
1# PWS Engine: without changes
2# PWS Engine: with changes
Fig. 6. Comparison between turbo charging diesel engine and PWS diesel engine
The final results show that the performances of the 493 PWS diesel engine
have been improved well after changes are made i.e. the increasing intake manifold volume and the preserved high exhaust gas temperature. Both the power
and the torque of the PWS diesel engine have been built up to exceed the turbo
diesel engine, see Figure 6 (a), (b).
Although the fact that the exhaust temperature retains high and the increased
air flow may lead to produce more NOx emission, in fact the NOx emission is
really reduced as shown in Figure 6(d). This is because the large quantity of
fresh air flowing into the PWS rotor causes high effective swept process. Fur-
136
thermore, the more fresh air allows more EGR inside the PWS to markedly restrain the NOx.
However, the 2# PWS engine consumes much more fuel than the 1# PWS
engine. This increased fuel is to match with the larger air flow to build up strong
power. It is indeed acceptable to gain better power performance and less emission even with some loss of fuel economy. Fortunately the PWS diesel engine
still has less fuel consumption than the turbo charging engine.
In a word, these changes benefit the 493 PWS engine for a certainty.
5. CONCLUSION
The grey relational theory is used to analyze the early experimental results
and the different grey relational grades are calculated. The analysis shows that
the grey relational grade of intake air flow to power is the largest while the grey
relational grades of exhaust gas temperature to torque, fuel consumption and
NOx emission are the largest one at the same time. That is to say, the intake air
flow and the exhaust gas temperature are the most important influence factors of
the 493 PWS diesel engine.
At the base of the grey theory analysis, the intake manifold volume is increased and the exhaust gas from the cylinder is preserved to hold high energy.
The experiments after these changes make the fact clear that the power performance of PWS engine is improved effectively at the same time with less NOx
emission.
It can be summarized that the changes at the base of the grey relational
analysis to improve the PWS diesel engine is reasonable and useful.
ACKNOWLEDGMENT
We gratefully acknowledge financial support for this work by Funding Project for Academic Human Resources Development in Institutions of Higher
Learning Under the Jurisdiction of Beijing Municipality. We also acknowledge
hardware support from Automotive Engineering Department, Beijing University
of Technology, China.
REFERENCES
1. G. M. Schruf, T.A. Kollbrunner. Application and Matching of the Comprex Pressure-Wave Supercharger to Automotive Diesel Engines[Z]. SAE paper
840133. 1984:75-88.
2. Yakup Icingur, Can Hasimoglu. Effect of comprex supercharging on diesel emissions. Energy Conversion and Management[J]. 2003,44:1745-1753.
3. Akbari P., Nalim R., and M¨uller N. A review of wave rotor technology
and its applications[Z]. 2004 ASME International Mechanical Engineering Conference, Anaheim, USA, ASME paper IMECE2004-60082.
137
4.植中，戴
，叶.
云
用柴油机与气波增
器最佳
匹配速比的研究. 北 京工
大学学[J]. 1999， 25(1)：39-43.
5. Lv Zhizhong, Dai Yinghui, Ye Aiyun. Investigation of the optimum speed
ratio match the pressure-wave supercharger with automobile diesel engine.
Journal of Beijing University of Technology [J], 1999, Vol.25, 39-43.
6. Ye Aiyun, Wang Jingsheng, Lv Zhizhong. Design and Caculation of the
intake and exhaust system of automobile diesel engine with the pressure-wave
supercharger. Journal of Small Internal Combustion Engine [J], 1997, Vol.26, 17.
7. Deng Julong. Properties of relation space in grey system[Z]. Grey System, China Ocean Press, 1988:1～13.
8. Lv Zhizhong, Lei Yan, Ye Aiyun. Effect of Inlet System on Performance
of 493ZQ diesel engine with pressure-wave supercharger. Journal of Beijing
University of Technology [J], 2000, Vol.25, 80-83.
МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ГАЗОДИНАМИЧЕСКИХ
ПРОЦЕССОВ В ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ОСЕВОЙ
ДВУХСТУПЕНЧАТОЙ МАЛОРАСХОДНОЙ ТУРБИНЫ
НА ПЕРЕМЕННЫХ РЕЖИМАХ
Симашов Р.Р., Куликов Ю.Л., Ханькович И.Н. (Дальневосточный
государственный технический рыбохозяйственный университет,
Владивосток, Россия)
Представлена математическая модель газодинамических процессов в
проточной части осевой двухступенчатой малорасходной турбины, на
базе прямой задачи турбинной ступени в квазиодномерной постановке.
Расчет турбинной ступени ведется в шести характерных сечениях, образующих три основных блока: модели СА и РК, имеющие постоянный расход от входного до выходного расчетного сечения; модель межвенцового
осевого зазора, где происходят процессы массообмена с учетом распределения давлений по высоте лопаток.
Поиск оптимального варианта проточной части турбины с учетом ее
свойств как на номинальном, так и на переменном режимах не возможен
без знания характеристик турбины на переменных режимах. Математическая модель (ММ), отражающая поведение турбины на переменных режимах, должна соответствовать требуемому уровню сложности описания
процесса. Решение двумерной прямой задачи требует значительных затрат
машинного времени. Поэтому не потеряли своего значения расчеты харак-
138
теристик турбин на переменных режимах в одномерной постановке на основе прямой задачи. ММ пригодная для совершенствования малорасходных турбин (МРТ) и особенно для проведения их расчетной многорежимной оптимизации (МО) должна обеспечивать: возможность проведения
расчетов для дозвукового и трансзвукового течений; адекватность расчета
для любых конкретных ступеней без переналадки программы и введения
корректирующих коэффициентов; устойчивость работы алгоритма для
различного сочетания конструктивных и режимных параметров.
Применяемые в настоящее время методики одномерного проектировочного и проверочного расчетов осевых МРТ, различных авторов, требуют введения в алгоритм различных корректирующих коэффициентов [1 и
др.]. Поэтому возникла необходимость разработки предлагаемой ММ.
Расчетно-технологическая схема двухступенчатой малорасходной турбины приведена на рис. 1. В соответствии с принятой расчетной схемой
расчет каждой ступени ведется в шести характерных сечениях.
Математическая модель МРТ представлена следующими тремя подмоделями, которые соответствуют участкам расчетной схемы: модели СА и
РК; модель межвенцового осевого зазора; модель протечек через периферийный и корневой зазоры.
· Основные участки: СА (0-0, 1-1, 1''-1''), НА (2'-2', 3-3, 3''-3'') и рабочие колеса (РК1: 1'-1', 2-2, 2''-2'', РК2: 3'-3', 4-4, 4''-4''). Эти участки имеют
постоянный расход от входа до выхода и описываются общеизвестными
уравнениями энергии, процесса, расхода, состояния. Они дополняются
уравнениями угла выхода потока из направляющих и рабочих решеток с
учетом потерь кинетической энергии
é q (l
é q (l ) × sin a ù
) × sin b ù
2к
1к
, b2 = arcsin ê w 2 р
(1)
a1 = arcsin ê 1 р
ú.
ú
ë q (l1 ) × s 1 û
ë q (l w 2 ) × s 2 û
Определение угла выхода потока из направляющих и рабочих решеток
по уравнениям (1) позволило существенно повысить точность расчета турбинной ступени на переменных режимах.
· Участки межвенцового осевого зазора (1, 2, 3), где расход меняется
от входа к выходу, и происходят процессы смешения. Выделение межвенцового зазора в расчетный участок позволило получить значение угла потока α'1 перед кромками РК благодаря раздельному определению составляющих С'u1 и C'z1, которые зависят от изменения расхода рабочего тела и
площади потока, и более точно в последствии определить утечки рабочего
тела, путем расчета распределения давлений по высоте лопаток.
139
Рис.1. Расчетно-технологическая схема двухступенчатой МРТ
Определения параметров потока в межвенцовых зазорах производится
в два этапа. На первом этапе рассчитывается распределение давлений по
высоте кромок СА (НА, РК) с использованием упрощенного уравнения радиального равновесия, а на втором – процессы смешения основного и подсасываемых потоков.
Для определения давлений в зазоре за СА и НА по высоте проточной
части (ПЧ) ( Р1п , Р1к , Р3п , Р3к ) использовано упрощенное уравнение радиального равновесия, полученного на основе теории цилиндрической ступени, с учетом сжимаемости и потерь кинетической энергии в СА и НА
140
[
( ) ]
× [2 × h - (C ) ]
(C12t ) к ,п × 2 × h0* - C12t
2
1t ср .
(C )
*
0
j 2 -1
к ,п
j 2 -1
2
1t ср
ér ù
= ê к ,п ú
êë rср. úû
- 2j 2 cos 2 a1
.
(2)
Уравнение (2) получено при следующих допущениях C1r = 0, j (r) =
const, a1(r) = const, h *0 (r) = const, оно является трансцендентным и решается
численно относительно (Ñ1t ) ê ,ï комбинированным методом хорд-секущих.
Для определения давлений в зазоре за РК Ð2 ï , Ð2 ê используем следующие уравнения [2]
n
C 2кu,п
к,п
2z
C
é rср ù
rср
= C1u ê
,
ú - (C1u - C 2u ) ×
rк , п
ëê rк , п ûú
(3)
é n - 1 æ r ö n +1
ù
é n - 1 æ r ö2 n 1 ù
ср
ç ср ÷ + 2 ú - (C1u - C2u ) 2 ,
ç
÷ + ú + 2C1u (C1u - C2u ) × ê
= C -C ×ê
nú
n + 1ú
ê n + 1 çè rк , п ÷ø
ê n çè rк , п ÷ø
ë
û
ë
û
2
2
2
1u
где n = cos2a1.
Уравнения (3) получены при следующих допущениях a2(r) = const,
*
h 2 (r) = const, y2(r) = const, С2r = 0, H2u(r) = const.
При составлении ММ процессов, протекающих в осевом зазоре, делается ряд допущений и предположений позволяющих описать эти процессы
в рамках одномерных представлений: энергия и количество движения массы утечки считается полностью потерянной и не совершающей работы в
ступени; процесс смешения потоков считается изобарным; параметры смеси в сечениях 1', 2' и 3', “размазываются” по всей высоте венца (уравнение
неразрывности).
При моделировании процессов массообмена в осевом зазоре определению подлежат следующие параметры потока в сечениях 1', 2' и 3':
α1(3)см(β2см), С1(3)см(W2см), G1(2,3)см, h1(2,3)см.
Система исходных уравнений имеет следующий вид
– уравнение баланса расхода (Gi - G ут. ) + Gпо. = Gсм. ;
– уравнение энергии
2
2
(Gi - G ут. ) × (hi + Ci2 / 2) + Gпо. × (hпо. + Cпо
. / 2) = Gсм. × ( hсм. + Cсм . / 2) ;
– уравнение сохранения количества движения
(Gi - G ут. ) × Ciu . + Gпо. × Cu .по. = Gсм. × Ciu .по. ;
(4)
– уравнение неразрывности Gсм. = Fi ' × Cizсм. × riсм. ;
– уравнение состояния Pi / riсм. = R × Tiсм. , hiсм. = C p × Tiсм. ;
2
2
2
– кинематические соотношения Ciсм
. = Ciu .см. + Ciz .см. , tga iсм . = Ciz .см. / Ciu .см. .
где i – номер зазора, в котором определяются параметры смеси.
141
Система уравнений (4) сводится к квадратному уравнению относительно hiсм
Ai × hi2см. + 2 × hiсм. - Сi = 0 ,
(5)
é (G - G ут ) + Gпо 1 k - 1ù
где
A=ê i
× ×
ú ,
Fi
Pi k û
ë
2
é
öù
æ
æ
Ci2 ö
Cпо
2
÷ú
÷
ç
ç
(
)
+
×
+
G
G
×
h
+
G
h
ê i
ут ç i
по ç 0
÷
2 ø
2 ÷ø ú é (Gi1 - G ут )× Сiu + Gпо × Сuпо ù
è
è
ê
-ê
C = 2×
ú êë
ê
(Gi - Gут ) + Gпо
(Gi - Gут ) + Gпо úúû .
ú
ê
û
ë
-1+ 1 + À × Ñ
, сохраняется тот
Решение уравнения (5) имеет вид hiñì =
À
2
корень уравнения (5), который дает прирост энтальпии.
При решении системы считается, что известны энтальпия и скорость
подсасываемого рабочего тела.
В записанной системе уравнений энергия, вносимая подсасываемой
массой рабочего тела в осевой зазор, отнимается от диска РК. При этом
часть энергии, вносимой в осевой зазор, может совершать работу на лопатках РК.
При принимаемой модели полного перемешивания потоков момент
количества движения в сечении 1', 2' и 3', подсасываемой струи равен нулю
и составляет аэродинамические потери смешения, то
DM =
Dк
D
'
× Gпод × (Сuпод
- Сuпод ) = - к × Gпод × Сuпод .
2
2
(6)
Мощность, отнимаемая от РК: D N = -U × G под × С u под .
· Модель протечек через периферийный и корневой зазоры. Утечки
через периферийные и корневые уплотнения определяются по литературным данным.
Для определения прикорневой протечки рабочего тела, используются
уравнения баланса расходов в камерах k1, k2, k3
к
к
к
DGк1 = Gподс
.1 ( Pк1 , P1 ) - G ут.1 ( Pк1 , Pвн . ) = 0 ,
к
к
к
DGк 2 = G ут
.2 ( P2 , Pк 2 ) - Gподс .2 ( Pк 2 , Pк 3 ) = 0 ,
DGк 3 = G
к
ут.3
( P , Pк 3 ) - G
к
3
к
подс .3
(7)
( Pк 2 , Pк 3 ) = 0 ,
которые в общем случае решаются совместно относительно давлений Pk1,
Pk2 и Pk3. На каждой итерации уточняются коэффициенты расхода в соответствии с режимом течения.
На базе изложенного был разработан алгоритм расчета до–, трансзвуковой двухступенчатой МРТ в котором расчет ведется от входа к выходу («с начала»). В качестве основных исходных параметров принимаются
параметры рабочего тела на входе: Р0* , Т 0* ; давление среды в затурбинном
142
пространстве Р4 и частота вращения турбины n. При таком задании исходных данных, решение прямой задачи двухступенчатой МРТ, сводится к
подбору таких значений давлений в осевых зазорах Р1 , Р2 , Р3 , которые бы
обеспечивали решение следующей системы уравнений баланса расходов
п
п
п
к
к
GСА ( P1 ) - GРК ( P1 , P2 ) ± G ут
.1,подс .1 ( P1 , P2 ) ± G ут.1,подс .1 ( P1 , Pк1 ) = 0 ,
п
п
п
к
к
к
GРК 1 ( P2 ) - GНА ( P2 , P3 ) ± G ут
.2 ,подс .2 ( P1 , P2 ) ± G ут.2 ,подс .2 ( P2 , P3 ) = 0 ,
(8)
п
п
п
к
к
к
GНА ( P3 ) - GРК 2 ( P3 , P4 ) ± G ут
.3,подс .3 ( P3 , P4 ) ± G ут.3,подс .3 ( P2 , P3 ) = 0 .
Система уравнений (8) решается методом Зейделя с применением метода хорд-секущих для решения отдельных уравнений. На каждой итерации уточняются величины Gут и Gподс, то есть решается система уравнений
(7).
Разработанная ММ МРТ представляет собой двухуровневую иерархическую структуру, состоящую из отдельных блоков, в которых описываются элементарные процессы в элементах проточной части МРТ с учетом
их связей и взаимного влияния. На верхнем иерархическом уровне решается система нелинейных трансцендентных уравнений (8), описывающих течение потока в межвенцовых зазорах. На нижнем иерархическом уровне
решаются балансовые уравнения расхода в камерах (7), представляющих
собой щелевые пространства между корпусом и элементами ротора. Такое
двухуровневое построение модели обеспечивает устойчивость работы алгоритма.
Достоверность расчета по предлагаемой методике достигается путем
использования в ней результатов обобщений экспериментальных данных
различных авторов по коэффициентам расхода в элементах проточной части и коэффициентам потерь турбинных решеток.
Определение потерь, в предлагаемой ММ, ведется на основе полуэмпирической методики разработанной авторами [3], которая учитывает потери от нестационарности. Коэффициенты расхода определяются по литературным данным.
ВЫВОДЫ
Разработана математическая модель газодинамических процессов в
проточной части осевой двухступенчатой малорасходной турбине, позволяющая достоверно определять характеристики до- и трансзвуковых многоступенчатых МРТ на переменных режимах при численном эксперименте
и многорежимной оптимизации МРТ.
143
ЛИТЕРАТУРА
1. Заславский С.А. Одномерный проверочный расчет малоразмерных
дозвуковых осевых газовых турбин на ЭВМ / С.А. Заславский, М.А. Либерман., М.А Симкин и др. // Энергомашиностроение. - 1978. - №7. С.10-15.
2. Лапшин К.Л. Оптимизация проточных частей многоступенчатых
турбин / К.Л. Лапшин // СПб.: Изд-во С.-Петербургского университета.
1992.-196 с.
3. Чехранов С.В. Методика расчета потерь кинетической энергии в сопловых и рабочих решетках при моделировании переменных режимов
центростремительных МРТ/ С.В. Чехранов, Р.Р. Симашов и др. // Материалы Международной научно-технической конференции «Двигатели-2005».
Хабаровск. – Изд-во ХГТУ. - 2005. – С. 20-26.
ПРОБЛЕМЫ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ГАЗОТУРБИННОГО НАДДУВА
В ЗАВИСИМОСТИ ОТ СРЕДНЕГО ЭФФЕКТИВНОГО ДАВЛЕНИЯ
Лашко В.А., Бердник А.Н. (Тихоокеанский государственный университет,
Хабаровск, Россия)
В статье представлены основные проблемы использования различных
систем газотурбинного наддува поршневых двигателей. Приведены области применения систем наддува СОД и ВОД в зависимости от среднего
эффективного давления.
Проблемы использования газотурбинного наддува и, в частности, проведение НИОКР, направленных на выбор оптимальной системы газотурбинного наддува в зависимости от уровня форсирования поршневого двигателя, остаются в центре внимания отечественных и зарубежных специалистов в области двигателестроения.
Развитие мощных СОД и ВОД, их дальнейшее форсирование по среднему эффективному давлению p me до 3,5 – 4 МПа и улучшение эксплуатационных характеристик в настоящее время уже немыслимо без применения высокого и сверхвысокого наддува [1,2].
Главной проблемой использования той или иной системы газотурбинного наддува в поршневых двигателях является выбор этой системы в зависимости от среднего эффективного давления. Следует также отметить,
что систем наддува при высокой и сверхвысокой форсировке поршневых
144
двигателей полностью отработанных, доведённых и внедрённых в практику двигателестроения в настоящее время не существует.
На рис. 1 представлена иерархическая схема различных систем газотурбинного наддува поршневых двигателей.
Как видно из рис. 1, большое разнообразие систем наддува ещё более
усугубляет проблему использования той или иной системы в поршневых
двигателях при форсировании по p me .
На рис. 2 и 3 на основе экспериментальных данных показаны области
использования различных систем газотурбинного наддува СОД и ВОД в
зависимости от p me .
Можно отметить следующее (см. рис. 2 и 3):
1. Если просматривать импульсные системы наддува ( PТ = var, двухимпульсные (2И), многоимпульсные (МИ)), то можно констатировать, что
эти системы доминируют во всём диапазоне частот вращения коленчатого
вала двигателя до максимального значения p me »
1,6 МПа. «Выбросы» по p me до 1,8 МПа имеют место только для двухимпульсной системы наддува при n = 2100 мин -1 . Последнее связано с возрастанием кинетической энергии в выпускной системе комбинированного
ДВС.
2. Интересный факт наблюдается с системой наддува ТК+СТ ( PТ =
var). В основном эта система работает в «импульсной области» до p me »
1,6 МПа. Однако наблюдаются «выбросы» по среднему эффективному
давлению (n » 750 мин -1 , p me = 2,5 МПа; n » 1800 мин -1 , p me » 2,2 МПа).
Возможно, это связано с особенностями работы силовой турбины в импульсном потоке.
3. При p me > 1,55 МПа чётко доминируют системы наддува с постоянным давлением газов перед турбиной ( PТ = const) или их называют термодинамические системы.
Можно отметить следующее:
- в области СОД диапазон изменения по p me = 1,5 – 2,1 МПа;
- в области ВОД диапазон изменения по p me = 1,6 – 2 МПа.
- возможно модульные преобразователи импульсов (МП) «достигли своей цели» и также попали в область системы наддува при PТ = const.
145
146
СТ+ТК
ТК+СТ
ТК+К ВД
ТК (Т ВД, К НД)+
ТК (Т НД, К ВД)
ТК ВД+ТК НД
С силовой турбиной (СТ)
Изобарная
С преобразователями
импульсов
Импульсная
Одноступенчатая
Изобарный
подвод газов
к турбине ВД
Импульсный
подвод газов
к турбине ВД
подвод газов
к турбине СТ
Изобарный
подвод газов
к турбине СТ
Изобарный
подвод газов
к турбине ТК
Изобарный
подвод газов
к турбине ТК
Импульсный
Модульная
Многоимпульсная
Двухимпульсная
Система газотурбинного наддува поршневых двигателей
Двухступенчатая
Рис. 1. Иерархическая схема различных систем газотурбинного наддува поршневых двигателей
Pт=var
2И
Pт=const
ТК+СТ (Pт=const)
ТК ВД+ТК НД (Рт=var)
МИ
МП
ТК+СТ (Pт=var)
СТ+ТК (Pт=const)
ТК ВД+ТК НД (Рт=const)
3
Pme, МПа
2,5
2
1,5
1
0,5
300
800
1300
1800
n, мин-1
Рис. 2. Области использования различных систем газотурбинного
наддува СОД и ВОД при форсировании по среднему
эффективному давлению ( p me = f (n ) )
Pт=var
2И
Pт=const
ТК+СТ (Pт=const)
ТК ВД+ТК НД (Рт=var)
МИ
МП
ТК+СТ (Pт=var)
СТ+ТК (Pт=const)
ТК ВД+ТК НД (Рт=const)
Pme, МПа
3
2,5
2
1,5
1
0,5
170
180
190
200
210
220
be, г/(кВт*ч)
230
Рис. 3. Области использования различных систем газотурбинного
наддува СОД и ВОД при форсировании по среднему
эффективному давлению ( p me = f (be ) )
147
4. Двухступенчатые системы наддува ТК ВД+ТК НД ( PТ = const) имеют следующие области:
- СОД ( p me = 2,2 – 2,6 МПа);
- ВОД ( p me = 2,2 – 3,0 МПа).
В эти области чётко входят и системы наддува ТК+СТ ( PТ = const). Единственным исключением для этой системы наддува оказалось положение её
при p me = 2,0 МПа, находящейся в области системы наддува PТ = const.
5. Особенный характер прослеживается у двухступенчатой системы
наддува ТК ВД+ТК НД ( PТ = var). В основном она находится в диапазоне
по p me = 2,0 – 2,1 МПа, но имеется «выброс» по p me до 2,5 МПа при n »
600 мин -1 .
Следует также отметить, что в действительности не все системы газотурбинного наддува, представленные на рис. 1, нашли широкое применение в области двигателестроения. Прежде всего, это касается двухступенчатого наддува и систем наддува с силовой турбиной. Возможно, это связано с особенностями работы агрегатов наддува в составе комбинированного ДВС, а также распределения располагаемого теплоперепада по ступеням турбин и требуемой суммарной степени повышения давления по ступеням компрессоров [3,4].
Если рассматривать математическое моделирование с точки зрения физических процессов в системах наддува, то и здесь существуют проблемы.
Так, например, расчёт изобарной системы наддува, основанный на квазистационарном методе, не учитывает газодинамические процессы в выпускном трубопроводе и преобразование кинетической энергии газов, выходящих из цилиндра, в потенциальную (тепловую) энергию в выпускном
трубопроводе. Отсутствуют методы расчёта отрыва потока в элементах
проточных частей систем газотурбинного наддува.
Физические процессы, которые закладываются в математическую модель двухступенчатой системы наддува или системы наддува с силовой
турбиной недостаточно точно отражают те процессы, которые протекают в
этих системах в реальности, так как расчёт двух последовательно установленных турбин и компрессоров совершенно отличается от расчёта одноступенчатой системы наддува. Так, например, определение потерь в элементах проточной части турбин и компрессоров в двухступенчатой системе наддува осуществляется также как и в одноступенчатой, что недопустимо из-за различных физических процессов, протекающих в этих системах.
Другой немаловажной проблемой остаётся проблема выбора метода
оценки эффективности систем газотурбинного наддува [5]. Существующие
методы оценки (метод располагаемой энергии газов, энтропийный метод,
148
эксергетический метод), основанные на первом и втором законах термодинамики, не отражают газодинамические процессы, протекающие в системах газотурбинного наддува. Однако в настоящее время для оценки эффективности систем газотурбинного наддува поршневых двигателей широко используется эксергетический метод. Имея общую теоретическую
основу с энтропийным методом, он отличается большей наглядностью получаемых результатов и лучшей приспособленностью для решения инженерных задач. Однако сопоставление результатов эксергетического анализа затрудняется тем, что в литературе существуют различные варианты определений КПД проточных частей. Кроме того, эксергетические характеристики существенным образом зависят от параметров окружающей среды, выбор которых достаточно произволен.
Совершенно очевидной проблемой являются экспериментальные исследования систем газотурбинного наддува. Особенно эта проблема характерна для поршневых двигателей с высоким и сверхвысоким наддувом со
средним эффективным давлением 2,0 – 4 МПа. Экспериментальные исследования при доводке рабочего процесса поршневого двигателя и выборе
оптимальной системы газотурбинного наддува чрезвычайно дорогостоящи
и трудоёмки. Основной недостаток экспериментальных исследований –
пока нет возможностей изучения структуры термогазодинамического потока в проточных частях систем газотурбинного наддува поршневых двигателей. Также необходимо отметить, что достаточно сложно найти двигатели, особенно в РФ, которые имеют p me = 2,5 – 3,0 МПа, что не позволяет
полноценно оценить преимущества и недостатки использования той или
иной системы газотурбинного наддува при форсировании по среднему эффективному давлению.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Проблема выбора рациональной системы газотурбинного наддува при
форсировании по среднему эффективному давлению поршневого двигателя остается сложной, и она пока не получила окончательного разрешения.
Если области использования при форсировании по среднему эффективному давлению импульсной и изобарной систем наддува определены ( p me =
0,8 – 1,5 МПа – импульсная система наддува, p me = 1,5 – 2,1 МПа – изобарная система наддува), то области использования двухступенчатого наддува и одноступенчатой системы наддува с силовой турбиной достаточно
расплывчаты. Причём последние две системы применяются в диапазоне
среднего эффективного давления, равном 1,4 – 3,0 МПа, т. е. перекрывают
практически все области использования различных систем газотурбинного
наддува по p me поршневых двигателей.
149
ЛИТЕРАТУРА
1. Ципленкин Г. Е. Обзор докладов по турбокомпрессорам на конгрессе
CIMAC 2004 / Г. Е. Ципленкин, Р. С. Дейч, В. И. Иовлев // Двигателестроение. 2005. № 4. С. 21–25.
2. Форсированные дизели: Докл. на XI Международном конгр. по двигателям (СИМАК) / под. ред. В. И. Балакина, Н. Н. Иванченко, М. Г. Круглова. М.: Машиностроение. - 1978.- 360 с.
3. Renzke E. Rechnerische Untersuchung des Betriebsverhaltens eln-und
zweistufig aufgeladerer mittelschnelianfen-der Viertakt dieselmotoren / E.
Renzke, G. Weschal // MTZ. - 1978.- 39.- № 3.- P.- 93-98.
4. Дехович Д. А. Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания / Д. А. Дехович, Г. И. Иванов, М. Г. Круглов.
М.: Машиностроение. - 1973. - 296 с.
5. Лашко В. А. Методы оценки эффективности систем газотурбинного
наддува комбинированных двигателей внутреннего сгорания : учеб. пособие / В. А. Лашко, А. Н. Бердник. Хабаровск : Изд-во ТОГУ. - 2006.- 118 с.
ВЫБОР ОПТИМАЛЬНОЙ СТЕПЕНИ РАДИАЛЬНОСТИ
ДЛЯ ТУРБИНЫ ТУРБОКОМПРЕССОРА ТКР-14С-27
ПОРШНЕВОГО ДВИГАТЕЛЯ ЧН 18/22
Лашко В.А., Пассар А.В. (Тихоокеанский государственный
университет, Хабаровск, Россия)
В работе показано влияние степени радиальности на характеристики радиально-осевой турбины работающей в условиях нестационарного
потока импульсной системы наддува комбинированного двигателя. Используется оптимизационный алгоритм метода множителей Лагранжа в
разработанный ранее комплексном подходе. Приведены результаты расчетов.
Настоящая работа является продолжением ранее выполненных работ
[1, 2, 3].
В работе [1], на основе анализа ряда статей показано, что турбина турбокомпрессора оказывает существенное влияние на экономические и мощностные показатели комбинированного двигателя.
Однако до настоящего времени не существует метода позволяющего
проводить выбор оптимальной геометрии проточной части, обеспечивающей компромиссное решение для всевозможных нестационарных воздействий со стороны двигателя. Поэтому в работе [2], на основе анализа суще-
150
ствующих подходов к проектированию, был предложен комплексный подход к проектированию проточной части радиально-осевой турбины, работающей в составе комбинированного двигателя.
В работе [3], на основе серии проведенных расчетов по модели на
среднем радиусе, характеристик турбин с различными геометрическими
углами закрутки лопаток, показано, что наиболее высокий КПД имеют
турбины со степенью реактивности находящейся в диапазоне ρ=0.4 – 0.5 .
Это позволяет определиться с выбором углов закрутки лопаток a1 и b 2 .
Другим очень важным параметром, характеризующим проточную
часть радиально-осевой турбины, является степень радиальности μ. Как
показано рядом работ [4,5,6] неправильный выбор степени радиальности
ведет к отрыву потока, падению пропускной способности турбины и увеличению расхода топлива.
В данной работе, на основе предложенного в работе [2] комплексного
подхода, проведены расчетные исследования по влиянию степени радиальности на эффективность радиально-осевой турбины турбокомпрессора
ТКР-14С-27 работающей в условиях нестационарного потока двигателя
ЧН 18/22. Комплексный подход реализовывался в направлении второй
концепции профессора А.Э. Симсона, признанной наиболее перспективной
в работах [3,7].
Для расчета потерь работоспособности газодинамического потока в
проточной части использовались зависимости предложенные авторами работы [8], где общепринятая методика расчета потерь дополнена расчетом
потерь нестационарности по методике [9].
Из рекомендуемого в работе [5] диапазона изменения степени радиальности были приняты следующие ее значения: турбина № 1 - m = 0.4 ;
турбина № 2 - m = 0.52 ; турбина № 3 - m = 0.6 . Угол выхода потока из направляющего аппарата был принят для всех ступеней a1 = 15o . Угол выхода потока из рабочего колеса был принят для всех ступеней b 2 = 32o . Степень реактивности ступени, во всех проектных расчетах была принята
r = 0.45 . Поскольку на данном этапе проведения расчетов, геометрия проточной части неизвестна, определить потери работоспособности газа не
представляется возможным. Поэтому, предварительно были приняты следующие значения коэффициентов скорости: в направляющем аппарате
j = 0.95 , в рабочем колесе y = 0.9 .
Результаты реализации первого этапа. В результате проведенного
расчета были построены проточные части рабочих колес с принятыми значениями степени радиальности. Построение внешней и внутренней линий
меридионального обвода производилось по рекомендациям работы [10].
Результаты построения приведены на рис. 1.
151
Рис. 1. Построение обводов проточной части рабочего колеса турбины ТКР-14С26: μ=0.4- ступень № 1; μ=0.52- ступень № 2; μ=0.6- ступень № 3
Геометрические характеристики рабочих колес полученных на первом этапе приведены в табл. 1. Результаты расчетов показали, что с увеличением степени радиальности m , уменьшаются: площадь сечения на выходе из рабочего колеса F2 и степень конфузорности канала j .
Таблица 1
Геометрические характеристики рабочих колес при изменении
степени радиальности
Параметры
Турбина № 1
Турбина № 2
m = 0.4
m = 0.52
Турбина № 3
m = 0.6
F1 × 10 - 3 , м 2
3.45
3.45
3.45
F2 × 10 - 3 , м 2
3.061
2.909
2.801
0.887
0.843
0.812
Конфузорность j
Результаты реализации второго этапа. Результаты расчетов характеристик турбины рис. 2 показали следующее:
1. В диапазоне изменения коэффициента напора Hт = 0.5 ¸ 1.34 наиболее эффективной является турбина со степенью радиальности m = 0.4 .
2. В диапазоне изменения коэффициента напора Hт = 1.34 ¸ 1.9
наиболее эффективной является турбина со степенью радиальности
m = 0.52 .
152
3. В диапазоне изменения коэффициента напора Hт = 2.0 ¸ 3.5 наиболее эффективной является турбина со степенью радиальности m = 0.6 .
Незначительно, порядка 1% отстает от нее турбина со степенью радиальности m = 0.52 .
С уменьшением степени радиальности m во всем диапазоне изменения коэффициента напора возрастает доля теплоперепада срабатываемого
в рабочем колесе рис. 3, а также возрастают потери колесе рис. 4.
Увеличение степени радиальности от m = 0.4 до m = 0.6 приводит к
увеличению потерь с выходной скоростью в диапазоне изменения коэффициента напора Hт = 0.5 ¸ 1.83 , рис. 5. При работе на больших теплоперепадах в диапазоне изменения коэффициента напора Hт = 1.83 ¸ 3.5 ,
уменьшение степени радиальности приводит к возрастанию выходных потерь.
Во всем диапазоне изменения коэффициента напора, увеличение
степени радиальности от m = 0.4 до m = 0.6 , привело к незначительному
увеличению (порядка 1%) расхода газов через турбину Gт . Если рассмотреть рис. 8, то по мощности они заметно отличаются.
Рис. 2. Расчетные характеристики турбины ТКР-14С-27: μ=0.4- ступень № 1;
μ=0.52- ступень № 2; μ=0.6- ступень № 3
153
Рис. 3. Изменение степени реактивности: μ=0.4- ступень № 1;
μ=0.52- ступень № 2; μ=0.6- ступень № 3
Рис. 4. Изменение потерь в рабочем колесе: μ = 0.4- ступень № 1;
μ = 0.52- ступень № 2; μ = 0.6- ступень № 3
154
Рис. 5. Изменение потерь с выходной скоростью: μ=0.4- ступень № 1;
μ=0.52- ступень № 2; μ=0.6- ступень № 3
Таким образом, при проектировании проточной части турбины для
работы на малых теплоперепадах Hт = 0.5 ¸ 1.34 следует ориентироваться
на меньшие значения степени радиальности. При проектировании турбины
для работы турбины на больших значениях теплоперепада Hт = 2.0 ¸ 3.5
следует ориентироваться на большие значения степени радиальности.
Результаты реализации третьего этапа. Результаты расчетов показали, импульс давления на входе в турбину практически не изменился, рис.
6. Это можно объяснить следующим образом. Изменение степени радиальности приводит к изменению площади сечения на выходе из рабочего
колеса F2 , однако на формирование импульса в большей степени влияет
площадь сечения на выходе из соплового аппарата.
Результаты реализации четвертого этапа. На данном этапе сравнительная оценка проектных решений проточной части производилась на
основании следующих критериев: коэффициента использования располагаемой энергии импульса hтu в зависимости от относительного располагаемого теплоперепада Hтр / Hт max рис. 7; эффективной мощности турбины Nт рис. 8.
155
Рис. 6. Импульс давления в выпускном трубопроводе перед турбиной
двигателя 6ЧН 18/22: Изменение потерь с выходной скоростью:
μ = 0.4- ступень № 1; μ = 0.52- ступень № 2; μ = 0.6- ступень № 3
Рис. 7. Изменение эффективности использования импульса в зависимости
от относительного располагаемого теплоперепада: Изменение потерь
с выходной скоростью: μ = 0.4- ступень № 1; μ = 0.52- ступень № 2;
μ = 0.6- ступень № 3
156
Рис. 8. Изменение мощности турбины по углу поворота коленвала в точках
максимального значения коэффициента использования импульса:
Изменение потерь с выходной скоростью: μ=0.4- ступень № 1;
μ=0.52- ступень № 2; μ=0.6- ступень № 3
Результаты расчетов показали следующее:
1. В диапазоне изменения относительного располагаемого теплоперепада Hтр / Hтmax = 0.45 ¸ 0.6 , наиболее эффективной является турбина №
1, так развивает больший по сравнению с остальными коэффициент использования располагаемой энергии hтu , рис. 7. Второе место по эффективности в этом диапазоне изменения Hтр / Hтmax занимает турбина № 2.
Разница эффективности Dhтu между турбинами № 1 и № 2 на протяжении всего диапазона изменения Hтр / Hтmax уменьшается, и в точке
Hтр / Hтmax = 0.6 турбины эквивалентны по критерию эффективности
hтu . Следовательно, для работы турбины на малых теплоперепадах, с точки зрения коэффициента использования импульса hтu наиболее эффективны турбины с меньшей степенью радиальности.
2. В диапазоне изменения относительного располагаемого теплоперепада Hтр / Hтmax = 0.6 ¸ 1 , наилучшей с точки зрения использования располагаемой энергии является турбина № 2. Разница эффективности Dhтu
между турбинами № 2 и № 1 в диапазоне Hтр / Hтmax = 0.6 ¸ 0.75 нарастает. Начиная от Hтр / Hтmax = 0.75 , Dhтu
Hтр / Hтmax = 1 становится равным нулю.
уменьшается, и при
3. С точки зрения критерия эффективной мощности турбины Nт , наилучшей является турбина № 3 со степенью радиальности m = 0.6 рис. 8.
Незначительно от нее отстает турбина № 2.
157
На основании вышеизложенного принимаем для проведения дальнейших оптимизационных расчетов турбину № 2 со степенью радиальности
m = 0.52 . Эта турбина выходит на компромиссный вариант между коэффициентом использования располагаемой энергии hтu и эффективной мощностью турбины Nт .
Вопросам выбора оптимальных параметров ступени уделено внимание во многих работах [11-14]. Однако, наиболее удачной следует считать
работу [5], где автору удалось при расчете оптимальных параметров исходить из зависимости КПД от трех переменных.
Для решения этой задачи в работе [5] предлагается использовать метод множителей Лагранжа. При выборе оптимальных параметров используется функция Лагранжа в следующем виде
L(u1, r , m, l ) = h u (u1 , r , m ) + lf (u1 , r , m ) ,
(1)
где l - неопределенный множитель.
1 - 2y 2 m ö÷
2
2 2 æç
2
hu = 1 - (1 - r ) 1 - j + m u1 cos b 2
+1 ;
(2)
2 2
ç
÷
y
m
è
ø
2
æ
ö
2 2 ç cos b 2
f (u1, r , m ) = m u1
- y 2 ÷ - y 2 + (1 - r ) 1 - j 2 y 2 +
ç m2
÷
(3)
è
ø
(
)
(
)
+ 2u1 cosa1jy 2 1 - r .
Условиями максимума являются
¶L
¶L
¶L
= 0;
=0;
= 0; f = 0.
¶r
¶u1
¶m
Из условия максимума определяются оптимальные параметры
m 2 1 - j 2 1 - cos 2 b 2y 2 ù
1 é
ê1 ú;
mопт =
y 2 êë
cos 2 a1j 2 + m 2 1 - j 2 úû
y
u1опт =
;
2
2
4
2
2
æ cos b
ö
2 - y 2 ÷ + 1 - m y j cos a1
m 2ç
ç m2
÷
m 2y 2 1 - j 2
è
ø
(
)(
(
(
(
)
(
)
(
(5)
(6)
)
2
é 1 - my 2 j cosa u ù
1 1 .
r опт = 1 - ê
ú
2
2
êë my 1 - j
úû
158
)
)
(4)
)
(7)
Далее предлагается для выбора оптимальных геометрических параметров ступени, дополнить первый этап комплексного подхода вышеприведенным алгоритмом оптимизации.
Результаты реализации первого этапа. Для исходных значений
a1 = 15o , b 2 = 32o , m = 0.52 , j = 0.96 , y = 0.9 , по уравнениям (5) – (7) получаем: mопт = 1.111; u1опт = 0.629 ; r опт = 0.313 .
Для найденных оптимальных значений параметров, с использованием модели расчета ступени на среднем радиусе в обратной постановке были рассчитаны высоты лопаток на входе l1 и выходе из рабочего колеса l2 .
По результатам проведенного расчета построена проточная часть рабочего колеса. Построение внешней и внутренней линий меридионального
обвода производилось по рекомендациям работы [22]. Результаты построения и сравнение их с ранее полученными турбинами приведены на
рис. 9.
Рис. 9. Сравнение формы меридиональных обводов (в расчет параметров турбины № 2L заложена оптимизация методом множителей
Лагранжа)
159
Геометрические характеристики рабочих колес приведены в табл. 2.
Таблица 2
Геометрические характеристики рабочих колес при изменении
степени радиальности
Турбина № 3.1
Турбина№ 3.2
Турбина№ 3.3
Турбина№ 3.2L
Параметры
m = 0.4
m = 0.52
m = 0.6
m = 0.52
F1 × 10 - 3 , м 2
3.45
3.45
3.45
3.299
F2 × 10 - 3 , м 2
3.061
2.909
2.801
3.545
Конфузорность
0.887
0.843
0.812
1.075
j
Результаты реализации второго этапа. Результаты расчетов характеристик турбины показали следующее:
1. В диапазоне изменения коэффициента напора Hт = 0.5 ¸ 0.98 наиболее эффективной является турбина со степенью радиальности m = 0.4
рис. 10.
Рис. 10. Расчетные характеристики турбины ТКР-14С-26: 1 – турбина № 3.1 ( m = 0.4 );
2 – турбина № 3.2 ( m = 0.52 ); 3 – турбина № 3.3 ( m = 0.6 ); 4 – турбина № 3.2L
( m = 0.4 , спроектирована на оптимальные параметры)
160
2. В диапазоне изменения коэффициента напора Hт = 0.98 ¸ 3.5 оптимизированная турбина № 3.2L со степенью радиальности m = 0.52 , превосходит по эффективности все остальные турбины на 4 – 10% рис. 10.
3. Для турбины спроектированной на оптимальные параметры, степень реактивности r во всем диапазоне изменения коэффициента напора
значительно ниже степени реактивности остальных турбин, а в диапазоне
изменения коэффициента напора Hт = 1.15 ¸ 3.5 попадает в оптимальный
диапазон r = 0.4 ¸ 0.5 , рис. 11.
Рис. 11. Изменение степени реактивности: 1 – турбина № 3.1 ( m = 0.4 ); 2 – турбина № 3.2 ( m = 0.52 ); 3 – турбина № 3.3 ( m = 0.6 ); 4 – турбина №
3.2L ( m = 0.4 , спроектирована на оптимальные параметры)
4. В диапазоне изменения коэффициента напора Hт = 0.5 ¸ 1.9 , потери
в рабочем колесе оптимальной турбины ниже, чем в оптимизируемой турбине № 3.2, однако, начиная с Hт = 1.9 , происходит более интенсивное по
сравнению с остальными турбинами нарастание потерь, рис. 12. Что можно объяснить следующим образом: увеличение степени конфузорности j
привело к возрастанию потерь трения и потерь нестационарности, что значительно сказывается при работе турбины на больших теплоперепадах.
Однако возрастание потерь в рабочем колесе компенсируется снижением
потерь с выходной скоростью, рис. 13. Поэтому суммарные потери в проточной части оптимальной турбины ниже, чем в остальных турбинах.
161
Рис. 12. Изменение потерь в рабочем колесе: 1 – турбина № 3.1 ( m = 0.4 ); 2 –
турбина № 3.2 ( m = 0.52 ); 3 – турбина № 3.3 ( m = 0.6 ); 4 – оптимальная турбина № 3.2L ( m = 0.52 )
Рис. 13. Изменение потерь с выходной скоростью: 1 – турбина № 3.1 ( m = 0.4 );
2 – турбина № 3.2 ( m = 0.52 ); 3 – турбина № 3.3 ( m = 0.6 );
4 – оптимальная турбина № 3.2L ( m = 0.52 )
Результаты реализации третьего этапа. Результаты расчетов показали, что импульс давления на входе в турбину № 3.2L, по численным значениям и по характеру изменения такой же как и на входе в турбину № 3.1
( m = 0.4 ), рис. 6, поэтому график не приводится. Это можно объяснить
следующим образом. Увеличение степени конфузорности приводит к из-
162
менению площади сечения на выходе из рабочего колеса F2 , однако на
формирование импульса в большей степени влияет площадь сечения на
выходе из соплового аппарата.
Результаты реализации четвертого этапа. На данном этапе сравнительная оценка проектных решений проточной части производилась на
основании следующих критериев: коэффициента использования располагаемой энергии импульса hтu в зависимости от относительного располагаемого теплоперепада Hтр / Hт max рис. 14; эффективной мощности турбины Nт рис. 15.
Рис. 14. Изменение эффективности использования импульса в зависимости
от относительного располагаемого теплоперепада: 1 – турбина № 3.1 ( m = 0.4 );
2 – турбина № 3.2 ( m = 0.52 ); 3 – турбина № 3.3 ( m = 0.6 );
4 – оптимальная турбина № 3.2L ( m = 0.52 )
Результаты расчетов показали следующее:
1. Во всем диапазоне изменения относительного располагаемого теплоперепада, по эффективности использования располагаемой энергии
импульса, турбины спроектированной на оптимальные параметры, превосходит остальные турбины рис. 14.
2. С точки зрения критерия эффективной мощности турбины Nт ,
наилучшей является турбина № 3.3 со степенью радиальности m = 0.6 . Незначительно отстает от нее (порядка 1-2%) турбина спроектированная на
оптимальные параметры. Это объясняется следующим: увеличение площади сечения на выходе из рабочего колеса для турбины № 3.2L привело к
некоторому увеличению расхода газа через турбину (порядка 2-3%) по
сравнению с оптимизируемой турбиной № 3.2 ( m = 0.52 ).
163
Рис. 15. Изменение мощности турбины по углу поворота коленвала в точках
максимального значения коэффициента использования импульса: 1 –
турбина № 3.1 ( m = 0.4 ); 2 – турбина № 3.2 ( m = 0.52 ); 3 – турбина №
3.3 ( m = 0.6 ); 4 – оптимальная турбина № 3.2L ( m = 0.52 ).
Таким образом, на основании вышеизложенного можно констатировать следующее: турбина № 3.2L выходит на компромиссный вариант между коэффициентом использования располагаемой энергии импульса hтu
и эффективной мощностью турбины Nт . Применение оптимизационного
алгоритма метода неопределенных множителей Лагранжа на первом этапе
комплексного подхода, можно считать оправданным и рекомендовать его к
применению при выборе геометрических параметров проточной части
турбины.
ЛИТЕРАТУРА
1. Лашко В.А. Проблемы проектирования проточной части центростремительной турбины, работающей в составе импульсной системы наддува
КДВС/ В.А. Лашко, А.В. Пассар// Актуальные проблемы создания, проектирования и эксплуатации современных двигателей внутреннего сгорания:
Сб.науч. тр.– Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та.- 2004. – Вып. 3. –
119-125.
2. Лашко В.А. Комплексный подход к проектированию проточной
части турбины импульсной системы наддува поршневых двигателей/ В.А.
Лашко, А.В. Пассар// - Математическое моделирование. Сборник научных
трудов НИИКТ. – Хабаровск. - 2000. – С. 119-128.
3. Лашко В.А. Влияние основных элементов проточной части на характеристику центростремительной турбины комбинированного двигателя/ В.А. Лашко, А.В. Пассар// Актуальные проблемы создания, проектиро-
164
вания и эксплуатации современных двигателей внутреннего сгорания - Сб.
науч. тр. - Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та. - 2001. - Вып. 2. –
С.61-70.
4. Лашко В.А. Модель Я.А. Сироткина как инструментарий для анализа геометрических параметров радиально-осевой турбины комбинированного двигателя/ В.А. Лашко, А.В. Пассар//М.: Известия вузов. «Машиностроение».- 2008. - № 2.- 43-62.
5. Митрохин В.Т. Выбор параметров и расчет центростремительной
турбины на стационарных и переходных режимах/В.Т. Митрохин// М.:
Машиностроение. - 1974. - 228 с.
6. Шерстюк А.Н. Радиально-осевые турбины малой мощности/ А.Н.
Шерстюк, А.Е. Зарянкин // М.: Машиностроение. - 1976. - 208 с.
7. Лашко В.А. Проектирование проточных частей центростремительной турбины комбинированного двигателя внутреннего сгорания/В.А.
Лашко// - Учебное пособие. – Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та. 2000. – 135 с.
8. Чехранов С.В. Методика расчета потерь кинетической энергии в сопловых и рабочих решетках при моделировании переменных режимов
центростремительных мрт/ С.В. Чехранов, Р.Р. Симашов, Ю.Л. Куликов,
И.Н. Ханькович// Актуальные проблемы развития и эксплуатации поршневых двигателей в транспортном комплексе Азиатско-Тихоокеанского региона: материалы Международной научно-технической конференции
«Двигатели 2005» – Хабаровск: Изд-во Тихоокеанского гос. ун-та.- 2005. –
344 с.
9. Афанасьева Н.Н. Аэродинамические характеристики тепловых турбин/Н.Н. Афанасьева, В.Н. Бусурин, И.Г. Гоголев и др.// Л.: Машиностроение.- 1980. – 264 с.
10. Зайдель Р.Р. Турбодетандеры кислородных установок / Р.Р. Зайдель. - М.: Машгиз, 1960. - 175 с.
11. Бурячко В.Р. Оптимальные значения основных параметров центростремительных турбин/В.Р. Бурячко// Энергомашиностроение.- 1961. - №
9. - С. 27-28.
12. Носов М.В. Расчет основных параметров одноступенчатой центростремительной турбины/М.В. Носов.- М.: Оборонгиз.- 1961.- 83 с.
13. Епифанова В.И. Низкотемпературные радиальные турбодетандеры/В.И. Епифанова.- М.: Машгиз. - 1961. - 399 с.
14. Лошкарев А.И. К расчету характеристик центростремительной
турбины /А.И. Лошкарев.- М.: Известия вузов. Машиностроение. - 1963 № 1. - С. 81 – 96.
165
Тихоокеанский
государственный
университет
Дальневосточный
государственный
университет путей
сообщения
Альтернативные топлива
и экологические показатели
поршневых двигателей
ПРОБЛЕМНЫЕ ВОПРОСЫ ЭКОЛОГИЧЕСКОЙ БЕЗОПАСНОСТИ
ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Лашко В.А., Тимошенко Д.В. (Тихоокеанский государственный
университет, Хабаровск, Россия)
В статье представлен обзор существующих моделей сгорания в поршневых ДВС. Приведены основные особенности моделей, их преимущества
и недостатки. Оценены возможности моделей в плане количественного
определения токсичных компонентов отработавших газов.
Двигатели внутреннего сгорания являются одним из основных источников загрязнения окружающей среды. В отработавших газах ДВС присутствует около 280 различных компонентов часть, из которых является
токсичными [1]. В первую очередь это: продукты неполного сгорания топлива (монооксид углерода CO, углеводороды CnHm, твердые частицы основной компонент которых – сажа); оксиды азота NOx – продукты термического окисления азота воздуха; оксиды серы – продукты окисления соединений серы, находящихся в топливе; альдегиды, акролеин, бензпирен и
т.д. – сложные соединения, образующиеся при частичном окислении и полимеризации, как топлива, так и смазочного масла, попадающего в камеру
сгорания (эти соединения, в основном, поглощаются сажевыми частицами
и выносятся из камеры сгорания вместе с ними). Перечисленных вещества
составляют 90 – 95 % от общей массы токсичных компонентов отработавших газов.
В настоящее время нормируемыми токсичными компонентами являются CO, CnHm, NOx и твердые частицы (последние только для дизелей).
Выбросы оксидов серы ограничиваются путем снижения содержания серы
в топливе.
Для достижения современных жестких норм токсичности отработанных газов необходима, в первую очередь, хорошая организация процесса
сгорания. Оптимизация и настройка процесса сгорания требует информации о полях температуры, коэффициента избытка воздуха, концентрации
компонентов химических реакций и т.д. в цилиндре и их изменении во
времени.
Основным препятствием при исследовании сгорания является высокая
сложность протекающих процессов. Так в дизелях одновременно протекают процессы впрыскивания топлива; взаимодействия движущегося топливного факела и движущегося воздушного заряда; испарения топлива и
его сгорания при больших градиентах концентрации реагирующих веществ и наличии двух фаз. В двигателях с принудительным воспламенением по объему камеры сгорания перемещается турбулентный фронт пламе-
169
ни высокой интенсивности; существует проблема детонационного сгорания.
Рассмотрим существующие математические модели процесса сгорания
их особенности и возможности в плане учета образования токсичных компонентов отработавших газов.
С учетом того, как рассматривается пространство цилиндра, и какие
уравнения являются базовыми, существующие модели сгорания можно условно разделить на четыре группы:
§ однозонные модели;
§ двухзонные модели;
§ многозонные модели;
§ модели турбулентного сгорания.
Однозонные и двухзонные модели имеют нулевую размерность и являются квазистационарными. Многозонная модель также является квазистационарной.
Однозонные модели. В основу данных математических моделей положены следующие предпосылки:
§ термодинамические параметры и состав рабочего тела в любой момент времени одинаков по всему объему цилиндра;
§ элементарная часть топливно-воздушной смеси образуется (в случае дизельного двигателя), сгорает и полностью перемешивается с
оставшейся частью заряда мгновенно.
Базовым уравнением моделей является уравнение первого закона термодинамики для закрытых систем
d (m cV T ) = dQW + dQ X - pdV .
(1)
Тепловой эффект процесса сгорания dQX представлен, обычно, скоростью видимого тепловыделения. Предложено значительное количество зависимостей аппроксимирующих реальные характеристики тепловыделения. В основу большинства зависимостей положены частные случаи общего закона для плотности вероятности непрерывной случайной величины
é æ j ö ni ù ö
dX m æç Ai
ni -1
= å ni × j × exp ê Bi × çç ÷÷ ú ÷ ,
(2)
dj i =1 ç j i
ji ø ú ÷
ê
è
ë
ûø
è
где ni, φi – некоторые положительные величины, индивидуальные для каждого конкретного закона; Ai, Bi – коэффициенты, определяемые при Xmax =
1.
Из общего закона при n = 1 можно получить широко используемую зависимость Вибе И. И. При n1 = n2 = 2 можно получить зависимость Дьяченко Н.Х., Магидовича Л.Е., Пугачева Б.П.; при n1 = 3,5 и n2 = 1,5 зависимость Алексеева В.А. и Петрова В.А.
170
Параметры, входящие в уравнение (2), имеют вполне определенный
физический смысл: продолжительность тепловыделения в каждой фазе
процесса до достижения максимума, периоды запаздывания начала тепловыделения и максимальное тепловыделение по фазам.
Общим недостатком моделей, использующих аппроксимацию характеристик тепловыделения, является отсутствие связи с законом подачи топлива. Попытки установить эту связь, как правило, не дают существенных
положительных результатов, так как появляется ряд дополнительных параметров, для оценки которых требуется значительный объем экспериментальных данных. Наиболее перспективен в этой области метод Разлейцева
Н.Ф. [2], использующий кинетические уравнения испарения и выгорания
топлива для расчета характеристики тепловыделения. Однако алгоритм
данного метода содержит около пятидесяти алгебраических уравнений и
требует задания около тридцати коэффициентов и констант, что затрудняет его использование.
Количество тепла, отданное в стенки цилиндра dQW, рассчитывается с
использованием полуэмпирических уравнений для среднего по поверхности коэффициента теплоотдачи. Теплообмен рассматривается в квазистационарном приближении.
Двухзонные модели. Эти модели чаще всего используются при расчетах процессов сгорания в двигателях с принудительным воспламенением
рабочей смеси [3, 4]. Основными допущениями двухзонной модели являются:
§ объем, занимаемый рабочим телом, разделен бесконечно тонким
фронтом пламени на две зоны: зону несгоревшей рабочей смеси и
зону продуктов сгорания;
§ в произвольный момент времени каждая зона является гомогенной,
состав продуктов сгорания принимается равновесным;
§ предполагается, что скорость сгорания значительно меньшей, чем
скорость звука по этому давление в зонах считается одинаковым, а
температуры зон различаются.
Базовыми уравнениями являются уравнения первого закона термодинамики, дополнительно учитывающие изменение массы рабочего тела в
зонах
ìd (m1cV 1T1 ) = i1dm1 - dQW 1 - pdV1
.
(3)
í
îd (m2 cV 2T2 ) = i2 dm2 + dQ X 2 - dQW 2 - pdV2
Индексами «1» и «2» обозначены зона несгоревшей рабочей смеси и
зона продуктов сгорания соответственно.
Для расчета тепла, выделившегося в зоне продуктов сгорания dQX2,
может быть использован любой из способов расчета тепловыделения, при-
171
меняемый для однозонных моделей. В несгоревшей зоне тепловыделение
отсутствует.
Расчет теплообмена представляет собой более сложную задачу, что
связано с наличием двух зон с существенно отличающейся температурой.
Уравнения теплового баланса для обеих зон выглядят следующим образом:
dQW 1
= a1 FW 1 (T1 - TW ) + k FP (T1 - T2 ) ,
(4)
dt
dQW 2
= a 2 FW 2 (T2 - TW ) + k FP (T2 - T1 ) +
dt
ìï
éæ T2 ö4 æ TW ö4 ù
éæ T2 ö4 æ T1 ö4 ù üï
+e s 0 í FW 2 êç
÷ -ç
÷ ú + FP êç
÷ -ç
÷ ú ý.
100
100
100
100
è
ø
è
ø
è
ø
è
ø ûú ïþ
ïî
ëê
ûú
ëê
(5)
Для несгоревшей зоны учитывается конвективный теплообмен со
стенками цилиндра и зоной продуктов сгорания (первое и второе слагаемое уравнения (4) соответственно). Для зоны продуктов сгорания дополнительно рассматривается лучистый теплообмен со стенками цилиндра и
несгоревшей зоной. Удовлетворительный результат можно получить только при правильном задании коэффициентов теплоотдачи α1, α2, коэффициента теплопередачи между зонами k, теплопередающих площадей FW1, FW2
и площади разделения зон FP, что весьма проблематично.
Многозонные модели. Данные модели являются попыткой получить
более реальную картину локальных параметров в цилиндре, используя базовые подходы одно- и двухзонных моделей [3, 4]. При этом предполагается следующее:
§ рабочий объем цилиндра разбивается на конечное число элементов
(объемных зон), в общем случае различающихся по массе;
§ в объемных зонах происходит испарение и сгорание попавшего топлива с установлением равновесного состава продуктов сгорания;
§ для каждого элемента учитывается тепло- и массообмен с соседними элементами;
§ давление во всех объемных зонах одинаковое и равно давлению в
цилиндре.
Изменение внутренней энергии i-ой зоны записывается через уравнение первого закона термодинамики, в котором учитывается массообмен с
прилегающими зонами, испарение топлива (для дизеля) и его сгорание, теплообмен и механическая работа; рассматривается k компонентов рабочего
тела.
172
æ
ö
dmik + ç å mik cVk ÷ dTi + Duисп dmисп i + Duсгор dmсгор i =
k
è k
ø
n
n
æ m
ö
mi RiTi
æ
ö
dVi + å ç å ik dmk ÷ ,
ç åa ij Fij (Ti - T j ) + å dQij ÷ dt Vi
j
j è k
øij
è j
ø
åu
ik
(6)
где n – число зон, прилегающих к i-ой зоне; m – число участков поверхности, прилегающих к i-ой зоне; dQij – теплообмен с прилегающими зонам.
Для решения системы уравнений (6) необходимо задать закон распределения топлива или топливовоздушной смеси по объему камеры сгорания. Расчет скорости сгорания производят, считая горение бимолекулярной реакцией между парами топлива и кислородом воздуха, более сложные представления, учитывающие цепной характер реакций, не используются.
Расчет теплообмена упирается в определение локального коэффициента теплообмена αij и коэффициента теплопередачи между зонами. Наиболее точно это может быть выполнено только с привлечением сложных экспериментальных исследований. Второй путь – использование усредненного по поверхности квазистационарного коэффициента теплоотдачи. Оба
пути не свободны от недостатков.
Модели турбулентного сгорания. Точная математическая модель
процесса сгорания предполагает представление рабочего тела в цилиндре в
виде системы с распределенными параметрами, что, в свою очередь, связано с решением системы дифференциальных уравнений в частных производных, дополненных уравнениями химической кинетики горения углеводородов, образования окислов азота и других токсичных компонентов.
Рассмотрим модель, разработанную для двигателей с принудительным
воспламенением, представленную в монографии [5]. Задача турбулентной
газовой динамики в цилиндре решалась в двумерной нестационарной постановке. Был реализован следующий алгоритм.
1. Рассчитывается поле скорости в цилиндре для периодов наполнения,
сжатия, сгорания и расширения в предположении, что смесь химически не
реагирует. Решается система уравнений Навье – Стокса, осредненная по
Фавру. Турбулентный перенос описывается k – ε моделью. Дополнительно
рассчитывается поле коэффициента турбулентного обмена vT
k2
vT = 0,09 ,
(7)
e
где k – кинетическая энергия турбулентности и скорость ее диссипации ε.
173
2. Определяется поле коэффициентов избытка воздуха в цилиндре перед сгоранием. Предполагается, что основную роль в образовании горючей
смеси играют конвекция и турбулентная диффузия, в результате появляется возможность при известном поле скорости в цилиндре решить дифференциальное уравнение неразрывности паров топлива
æ ¶2 gP ¶2 gP ö
¶g P
¶g P
¶g P
÷,
+u
+v
= DP çç 2 +
(8)
¶t
¶x
¶y
¶y 2 ÷ø
è ¶x
где gP – массовая доля паров топлива; DP – турбулентный коэффициент
диффузии паров топлива в воздухе.
3. Решается задача химического турбулентного тепломассообмена. В
качестве общих исходных данных используются поле скорости в камере
сгорания, поле коэффициента турбулентного обмена и поле коэффициента
избытка воздуха. Решаемая система дифференциальных уравнений сформирована уравнением энергии фракции продуктов сгорания, уравнением
сохранения массы компонентов продуктов сгорания и транспортными
уравнениями k – ε модели турбулентности.
Для определения источников массы и теплоты в каждой точке камеры
сгорания и времени решается система уравнений химической кинетики с
дополнительным уравнением энергии, записанная в нульмерной постановке для реакций окисления модельного топлива (н-октан – C8H18) и азота
воздуха
ì drj
ï dt = å S ij
j
ï
.
(9)
í
1
1
dT
dV
æ
ö
ïc
=
H ij S ij - çaF (T - TW ) + p
÷
ïî v dt m å
dt ø m
ij
è
где rj – мольная доля частиц j; Sij и Hij – скорость и тепловой эффект i-ой
реакции с участием j-ой частицы; μ – средняя молекулярная масса. Дополнительно указанная система позволяет определить перемещение фронта
горения.
Следует отметить, что чрезвычайная сложность поставленной задачи
потребовала привлечения большого количества допущений, правомерность которых нуждается в подтверждении и проверке.
Сравнительный анализ моделей. Указанные особенности математических моделей сгорания позволяют сделать ряд выводов.
1. Однозонные модели в принципе не позволяют определять состав и
количество токсичных компонентов отработанных газов, так как имеют
дело со средними по цилиндру термодинамическими параметрами. Все методики оценки токсичности по данным однозонных моделей являются
174
чисто эмпирическими. При удовлетворительной оценке необходимых коэффициентов эти модели позволяю с наименьшими затратами получать
индикаторные диаграммы близкие к реальным.
2. Двухзонные модели пригодны, на наш взгляд, только для качественной оценки показателей токсичности. Это обусловлено разделением объема цилиндра только на две зоны, что дает относительно грубое приближение по температурам в цилиндре и количеству реагирующих компонентов.
При этом может быть учтено влияние ограниченного количества факторов
(например, суммарного коэффициента избытка воздуха, момента начала
сгорания, степени сжатия).
3. Многозонные модели характеризуются довольно высоким уровнем
сложности, однако не требуют применения специализированных методов
для интегрирования базовой системы дифференциальных уравнений. Определенным недостатком моделей можно считать сложность учета движения заряда в цилиндре. При правильном задании распределения топлива
или состава смеси, можно получить достаточно точную оценку токсичности отработанных газов.
4. Модели турбулентного сгорания отличаются очень высоким уровнем сложности, требуют применения специальных методов решения и
громадных затрат ресурсов ЭВМ. Потенциально эти модели могут дать
наиболее точную оценку токсичности отработанных газов. Однако следует
отметить, что многие стороны проблемы описания и расчета турбулентных течений химически реагирующих газовых смесей не только не исследованы теоретически и экспериментально, но и не достигли уровня
конкретизации, который позволил бы с уверенностью говорить о завершении этапа постановки задачи.
5. Следует искать новые подходы для разрешения проблемы сгорания в
ДВС, опираясь на наноструктурный уровень химических процессов, чтобы
в дальнейшем выйти на новые направления создания экологически чистых
транспортных средств.
ЛИТЕРАТУРА
1. Звонов В.А. Токсичность двигателей внутреннего сгорания / В.А.
Звонов. – М.: Машиностроение. - 1973. – 199 с.
2. Разлейцев Н.Ф. Моделирование и оптимизация процесса сгорания
топлива в дизелях/ Н.Ф. Разлейцев. – Харьков: Вища школа. - 1980. – 169 с.
3. Иващенко Н.А. Многозонные модели рабочего процесса двигателей
внутреннего сгорания / Н.А. Иващенко, Р.З. Кавтарадзе – М.: Изд-во
МГТУ им. Н.Э. Баумана. - 1997. – 58 с.
4. Куценко А.С. Моделирование рабочих процессов двигателей внутреннего сгорания на ЭВМ/ А.С.Куценко. – Киев: Наука. Думка. - 1988. –
104 с.
175
5. Чесноков С.А. Химический турбулентный тепломассообмен в двигателях внутреннего сгорания/ С.А. Чесноков. – Тула: Изд-во ТулГУ. - 2005.
– 466 с.
МЕТОД ОПРЕДЕЛЕНИЯ КОЛИЧЕСТВА ОКИСЛОВ АЗОТА,
ОБРАЗУЮЩИХСЯ ПРИ СГОРАНИИ ТОПЛИВА
В ЦИЛИНДРАХ ДИЗЕЛЯ
Одинцов В.И, Сапожников Э.В. (Балтийская государственная академия
рыбопромыслового флота, Калининград, Россия)
В данной статье изложен новый метод построения расчетной зависимости для определения количества окислов азота, образующихся при
сгорании топлива в цилиндрах дизеля, с учетом влияния конструктивных и
эксплуатационных факторов, основанный на модели процесса сгорания.
Тепловые процессы, протекающие при сгорании углеводородных топлив, характерны для стационарных и транспортных энергетических установок. В цилиндрах судовых дизелей при сгорании топлива образуются
локальные зоны с недостатком кислорода и температурой выше 20000С. В
этих условиях азот, содержащийся в воздухе и топливе, становится химически активным и вступает в реакции окисления. Итогом этих химических
взаимодействий является увеличение концентрации окислов азота в отработавших газах.
Согласно Приложению VI международной конвенции МАРПОЛ 73/78
для судовых дизелей определены нормы, ограничивающие содержание
окислов азота в отработавших газах в зависимости от класса двигателя (по
числу оборотов коленчатого вала). Увеличение концентрации окислов азота в атмосфере влечет заметные потери в экономике, поэтому IMO (International Marine Organization) уделяет большое внимание теоретическим исследованиям в этом направлении.
С целью уменьшения объема экспериментальных исследований при
разработке новых судовых дизелей или при их модернизации, а также при
решении ряда эксплуатационных задач, связанных с ограничением выбросов окислов азота в составе отработавших газов судовых дизелей, необходимо располагать аналитическими зависимостями, отображающими в явном виде влияние действующих факторов на процесс сгорания и образование окислов азота. Существующие методы на наш взгляд не в полной мере
соответствуют этому требованию.
Поэтому, целью теоретических и экспериментальных исследований,
проводимых кафедрой судовых энергетических установок Балтийской Государственной Академией рыбопромыслового флота, является разработка
176
нового метода расчета количества окислов азота NOx, образующегося в
цилиндрах судовых дизелей в условиях эксплуатации, позволяющего учитывать качество протекания процессов топливоподачи, смесеобразования и
сгорания в зависимости от влияния конструктивных и эксплуатационных
факторов.
Задачей исследования является построение расчетной зависимости
для определения содержания окислов азота NOx в отработавших газах судовых дизелей, отличающейся от существующих меньшим количеством
экспериментальных данных.
Построение модели образования NOx основано на модели сгорания
топлива в цилиндрах ДВС [1], учитывающей в явном виде влияние конструктивных и эксплуатационных факторов. Особенностью модели является:
Процесс сгорания протекает по разветвленной цепной схеме и делится на 3
периода (задержки воспламенения, сгорания в период топливоподачи, сгорания после окончания топливоподачи).
1. Продолжительность задержки воспламенения топлива в цилиндрах
ДВС зависит от концентрации топлива и кислорода, температурных условий в камере сгорания, физико-химических свойств топлива. Предложены показатели, характеризующие концентрацию топлива и кислорода в цилиндрах дизелей с объемным и объемно-пленочным способами смесеобразования применительно к периоду задержки воспламенения.
2. Сгорание в период топливоподачи происходит на поверхности топливных струй в результате распространения пламени от первичных очагов,
образовавшихся в период задержки воспламенения. Сгорание топлива
после окончания процесса топливоподачи протекает в объеме камеры
сгорания, прямо пропорциональном объему топливных струй. При этом
скорость сгорания вычисляется с учетом действительного количества
топлива, находящегося в цилиндре дизеля, вместо цикловой подачи,
применяемой в других моделях.
3. Характеристики процесса сгорания топлива во втором и третьем периодах прямо пропорциональны концентрациям топлива и кислорода в цилиндре дизеля. Концентрация топлива характеризуется отношением
площади поверхности топливных струй для дизелей с объемным
(струйным) способом смесеобразования к произведению массы содержащегося в них топлива и продолжительности топливоподачи. Для двигателей с объемно-пленочным и пленочным способами смесеобразования учитывается поверхность камеры сгорания, на которой образуется
пленка топлива.
4. Концентрация кислорода характеризуется комплексным показателем,
включающим плотность рабочего тела в период сгорания, турбулент-
177
ность воздушного заряда, воздушно-топливное отношение при сгорании (среднее для цилиндра и частные значения для отдельных микрообъемов), геометрические характеристики камеры сгорания, временной
фактор.
На основе приведенной выше модели относительное количество выгоревшего за период рабочего цикла топлива вычисляется по формуле:
é
æt
х = 1 - ехр ê В × С × Д × Е × К V0 , 2 çç i
êë
èt z
ö
÷÷
ø
m +1
ù
ú.
úû
(1)
где τi – текущее время процесса сгорания, с;
τz – продолжительность процесса сгорания;
В,С,Д,Е – показатели, определяющие совокупность влияния конструктивных и эксплуатационных факторов на процесс смесеобразования и сгорания;
КV – показатель, учитывающий геометрические характеристики камеры сгорания;
m – показатель характера сгорания.
Совокупность действующих конструктивных и эксплуатационных
факторов В,С,Д,Е представлена в относительном виде
1, 42
æm ö
В = çç сп ÷÷
è mсэ ø
æsэ ö
çç ÷÷
èsп ø
0, 37
C=
1, 05
æ dсп ö
çç ÷÷
è dсэ ø
æ mп ö
çç ÷÷
è mэ ø
0, 32
æ Р fп - Рцп ö
÷
ç
ç Р -Р ÷
цэ ø
è fэ
0, 71
1, 05
æ rТп ö
çç
÷÷
r
è Тэ ø
РцэТ цп J сп gцэ
(2)
PцпTцэ J сэ gцп
tgg n (1 / cos g n + tgg n )
;
tgg э (1 / cos g э + tgg э )
t впр . э
t
Д = инд . п
t инд . э t впр . п
a
Е = 6,908 1n
a 1э
×
(3)
æ t zn - 0 ,5t впр . п
ç
ç t - 0 ,5t
впр . э
è zэ
æ Рсс.п + Рmax .п
çç
è Pсс. э + Рmax . э
178
ö
÷÷
ø
ö
÷
÷
ø
1, 6
(4)
0 ,5
(5)
æm ö
Ê V = çç ñï ÷÷
è m ñý ø
1, 575
æ rÒï ö
çç
÷÷
è rÒý ø
2,13
1, 575
æ d ñï ö
çç
÷÷
è d ñý ø
æsý ö
çç ÷÷
èsï ø
0, 555
æ Ðfï - Ðöï
ç
ç Ð -Ð
öý
è fý
æ m1ï ö
çç
÷÷
è m1ý ø
0, 48
1, 065
ö
÷
÷
ø
1, 5
æ t âïð .ï ö
ç
÷ ,
çt
÷
è âïð .ý ø
æ Ðöý ö
ç
÷,
çP ÷
è öï ø
(6)
æ Òöï ö tg 2g ï Våý
ç
÷×
× .
ç Ò ÷ tg 2g V
öý
åï
ý
è
ø
где μс - коэффициент расхода; μ - динамическая вязкость топлива;
σ - коэффициент поверхностного натяжения топлива; ρТ - плотность топлива; dс - диаметр сопловых отверстий форсунки; Jс - количество сопловых отверстий в форсунке; γ - угол конуса топливной струи;
τвпр. - время впрыска топлива; Рц - давление в цилиндре в момент сжатия;
Рf - давление топлива в форсунке; α1 - воздушно-топливное соотношение
при сгорании; Рсс - давление сжатия при сгорании; Рmax – максимальное
давление сжатия; Тц - температура газов в цилиндре; gц - цикловая подача; Vв – объем рабочего тела в конце процесса топливоподачи.
В каждом из параметров индекс «п» относится к исследуемому дизелю, а индекс «э» - к эталонному или базовому.
Такой подход позволил получить универсальные зависимости для
расчета процесса тепловыделения в судовых дизелях без введения какихлибо дополнительных коэффициентов, определяемых экспериментальным
путем.
Степенные показатели в представленных выше зависимостях являются следствием применения формул А.С. Лышевского [2] для расчета
характеристик топливных струй.
Приведенные выше зависимости для дизелей с объемным способом
смесеобразования применимы для дизелей с объемно-пленочным и пленочным смесеобразованием. Для этого увеличивается число сопловых отверстий и давление топлива с целью обеспечения необходимой величины
показателя качества смесеобразования, т.е.
n
åF
i =1
Тср.i
gц × t впр.
n
=
åF
i =1
Тср.i
+ FКС
gц × t впр.
;
(7)
где FТср.i - площадь боковой поверхности i-той топливной струи;
FКС - площадь поверхности камеры сгорания, на которой образуется
179
пленка топлива.
Согласно существующим исследованиям скорость образования окислов азота зависит от продолжительности процесса сгорания, коэффициента избытка воздуха при сгорании, параметров рабочего цикла. Следовательно, применение универсальных зависимостей (В,С,Д,Е,КV), интегрально учитывающих влияние ряда действующих конструктивных и эксплуатационных факторов на протекание кинетических реакций позволит получить необходимое расчетное выражение
С этой целью представим изменение концентрации окислов азота
æt
С NOxП
= В × С × Д × Е × К V0, 2 × çç i
С NOxЭ
èt z
ö
÷÷
ø
m +1
(8)
CNOx - величина концентрации окислов азота в отработавших газах.
Зависимость для расчета количества окислов азота, выделяющегося в
атмосферу с отработавшими газами:
еNOxП = еNOxЭ ×
1 1 1 1 0, 2
× × × × КV
В С Д Е
(9)
еNOx – величина удельного средневзвешенного выброса окислов азота с
отработавшими газами (г/кВт·час).
Исследование экспериментальных данных по ряду типов наиболее
часто применяемых на рыболовных судах среднеоборотных ДВС (СОД) с
объемным и объемно-пленочным способами смесеобразования показало
приемлемую сходимость экспериментального и теоретического распределений (рис. 1).
еNOx/еNOxном.
1,1
1
0,9
0,8
0,7
0,6
еNOxЭ
еNOxР
0
0,2
0,4
0,6
0,8
1
1,2
Ре/Реном.
Рис. 1. Экспериментальная (э) и расчетная (р) зависимости еNOx дизеля
ЧН17,5/24 через 6ЧН18/22 при работе по нагрузочной характеристике
180
ВЫВОДЫ
1. В результате исследования процесса тепловыделения по методу [1]
предложена расчетная зависимость для определения количества окислов
азота, образующихся за период сгорания топлива в цилиндрах дизеля;
2. Расчетная формула в явном виде учитывает влияние конструктивных и эксплуатационных факторов;
3. Расчетная зависимость даст возможность в первом приближении
оценить влияние эксплуатационных факторов на количество окислов азота, образующихся при сгорании, и может быть предназначена для решения
ряда эксплуатационных задач.
4. Разработанная зависимость может применяться:
- при проектировании ДВС с нормируемым показателем выбросов
окислов азота еNOx;
- при расчете степени влияния конструктивных и эксплуатационных
факторов на величину выбросов оксидов азота еNOx;
- определять межремонтные периоды топливной аппаратуры и ЦПГ с
учетом предельно-допустимой величины выбросов окислов азота;
- решать обратную задачу: устанавливать факторы, в наибольшей
степени влияющие на образование окислов азота в процессе сгорания.
ЛИТЕРАТУРА
1. Одинцов В.И. Повышение топливной экономичности судовых
ДВС.- Автореф. дис. на соиск. учен. степ. докт. техн. наук.- СПб. 1993.- 35
с.
2. Лышевский А.С. Распыливание топлива в судовых ДВС/ А.С. Лышевский. - Л.: Судостроение.- 1971. - 248 с.
3. Технический Кодекс по выбросам окислов азота от судовых дизелей: Международная Конвенция MARPOL 73-78.- Книга 3. - СанктПетербург. - 1998.
АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ СОСТАВА ГАЗООБРАЗНОГО ТОПЛИВА
НА РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДВС
Гусаков С.В., Довольнов А.М., Епифанов И.В. (Российский унивреситет
дружбы народов, Москва, Россия)
Действительной альтернативой моторным топливам, получаемым из
ископаемых источников, служат газообразные топлива – продукты переработки возобновляемой органической растительной массы. Несмотря на
то, что особенности горения простейших веществ: водорода, метана и
оксида углерода изучены достаточно хорошо, представляет определен-
181
ный интерес анализ сгорания их гомогенных смесей в условиях ДВС, который кратко приводится в данной работе.
Опыт применения газообразных топлив в ДВС столь же продолжителен, как и сама история развития двигателей внутреннего сгорания, а силу
того, что первые поршневые двигатели работали именно на газообразном
топливе, так называемом, светильном газе. Совершенствование конструкции систем питания поршневых двигателей, развитие технологии промышленного производства жидких нефтяных моторных топлив, удобство
их транспортировки, заправки и хранения на транспортном средстве, послужили причиной, на достаточно длительный период, почти повсеместного применения в качестве моторного именно жидких углеводородных топлив. Следует отметить, что в нашей стране в период Отечественной войны
и после нее, получили достаточно широкое распространение газогенераторные автомобили и тракторы, что объясняется острым дефицитом жидких топлив для ДВС, связанным с выводом из строя значительной части
нефтеперерабатывающих предприятий и топливной инфраструктуры в военное время.
В настоящее время перевод двигателей внутреннего сгорания на газообразное топливо связан в основном с экономическими факторами - ростом стоимости традиционных жидких моторных топлив и экологическими
причинами - стремлением снизить негативное воздействие отработавших
газов ДВС на окружающую среду.
В большинстве случаев в качестве газового альтернативного топлива
используется сжатый природный (СПГ) и сжиженный нефтяной (ГСН) газы. Их состав достаточно стабилен, природный газ почти целиком состоит
из метана, сжиженный - из пропана, бутана и незначительных количеств
углеводородов с более высокой молекулярной массой. В этих газах негорючие вещества и кислород содержатся в малых количествах, чем объясняется их высокая удельная теплота сгорания.
Однако газообразные топлива такого вида не могут быть признаны
альтернативными на длительную перспективу. Их ресурсы – ограничены, а
использование, не снимает проблему при их сжигании - роста содержания
диоксида углерода в атмосфере и связанного с ним парникового эффекта –
причины глобального потепления на Земле.
Действительной альтернативой моторным топливам, получаемым из
ископаемых источников, служат, топлива – продукты переработки возобновляемой органической растительной массы, при формировании которой
за счет энергии солнца, происходит поглощение углекислого газа из атмосферы. К таким газообразным топливам можно отнести: биоводород, биогаз – продукт биологических процессов, происходящих в биомассе и го-
182
рючий газ, получаемый термической газификацией твердой возобновляемой органики. В этом случае состав газообразных топлив может колебаться в достаточно широких пределах, в зависимости от способа их получения
и состава исходных веществ. Основными горючими компонентами газов
являются: метан, оксид углерода и водород. Они также содержат негорючие компоненты: азот и диоксид углерода. Особенностью этих топлив является присутствие в их составе в связанном виде кислорода.
Несмотря на то, что особенности горения простейших веществ: водорода, метана и оксида углерода изучены достаточно хорошо, представляет
определенный интерес анализ сгорания их гомогенных смесей в условиях
ДВС. Кажется достаточно естественным, что, присутствие балласта (негорючих компонентов в топливе) должно негативно сказаться на эффективности его применения в ДВС, однако количественные соотношения могут
быть получены только путем теплотехнических расчетов.
Для создания модели двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием была использована программа синтеза индикаторных диаграмм
на основе пошагового решения уравнения баланса энергии, выделившейся
при сгорании топлива и пошедшей на совершение работы, изменение
внутренней энергии рабочего тела и теплоты, теряемой в стенки. Закономерность выгорания топлива для различных топлив при их сжигании принята неизменной (близкой к синусоидальному закону скорости выгорания),
что с достаточной для практики точностью соответствует действительной
динамике выгорания гомогенных смесей в камерах сгорания ДВС. К особенностям топлива с точки зрения эффективности применения его в поршневых двигателях с искровым зажиганием следует отнести:
1. турбулентную скорость распространения пламени в смеси с заданным
топливно-воздушным соотношением;
2. удельную теплоту сгорания топлива;
3. количество воздуха, теоретически необходимого для сгорания 1 кг топлива;
4. концентрационные пределы горения воздушно топливной смеси;
5. склонность топлива к детонационному сгоранию в условиях ДВС.
В данной работе рассматриваются первые три пункта перечня, т.к.
именно эти свойства, в основном, определяют теплофизические свойства
топлив, а не конкретные условия его применения в реальных конструкциях
двигателей с искровым зажиганием. Подразумевается горение нерасслоенных гомогенных топливо воздушных смесей.
На рис.1 приведены расчетные графики, показывающие, как влияет на
выделение теплоты при сгорании топливо воздушной стехиометрической
смеси, содержание в топливе: метана, оксида углерода или водорода
(предполагается, что топливо состоит из одного из указанных газов и азо-
183
Количество выделившейся теплоты, кДж
та), применительно к четырехтактному двигателю с искровым зажиганием,
S / D = 9,2 / 8,6 дм, со степенью сжатия 9,3, параметры которого использовались и в дальнейших расчетах по моделированию рабочего процесса.
Как видно из приведенных графиков, при 100 %-ном содержании в топливе горючего газа наибольший тепловой эффект, а значит и потенциальную
цилиндровую мощность, дает оксид углерода (104 % от бензо-воздушной
смеси), меньший - метан (95 %) и самый низкий по сравнению с бензином
- водород (89 %). При замещении части горючего газа инертным разбавителем (азотом) метан ведет себя несколько отлично от оксида углерода и
водорода. Так, при содержании горючего газа в топливе около 65 % удельный объемный тепловой эффект метана становится равен тепловыделению
оксида углерода, а при дальнейшем снижении концентрации горючего
компонента в топливе тепловой эффект метана становится больше. Так при
20 %-ном содержании горючего газа в топливе тепловой эффект при использовании метана выше по сравнению с оксидом углерода на 45 % и на
67 % по сравнению с водородом. Однако следует отметить, что при работе
на бедных топливах ограничением может стать нижний концентрационный
предел горения или недопустимо малая скорость распространения пламени.
Попытаемся объяснить различия в протекании кривых энергии, вносимой с топливом в камеру сгорания в цикле, для различных горючих газов.
На количество теплоты, выделяющейся в цилиндре двигателя при сгорании рабочей смеси стехиометрического состава, при неименных условиях
на впуске, 100 %-ной полноте сгорания и постоянстве режимных параметров, влияют:
1. объемная доля горючего газа в топливе;
2. объемная доля горючего газа в топливо-воздушной смеси;
3. объемная теплота сгорания данного горючего газа.
Объемная доля горючего газа (H2, СО, СН4)
в газообразном топливе (остальное – азот)
184
Рис.1. Количество теплоты, выделяющейся при
сгорании топлива в цилиндре двигателя
(Vh = 0,575 л, a =1,0), в
зависимости от объемной доли горючего газа в
топливе для различных
горючих газов:
1. – метана, 2. – оксида
углерода, 3. - водорода
Объемная доля топлива в
топливо-воздушной смеси
Рис.2. Объемная доля
топлива в топливовоздушной смеси в
зависимости
от объемной доли горючего газа в топливе для различных горючих газов:
1. – метана, 2. – оксида
углерода, 3. - водорода
Объемная доля горючего
газа в топливо-воздушной смеси
Объемная доля горючего газа (H2, СО,
СН4)
в газообразном топливе (остальное – азот)
Объемная доля горючего газа (H2, СО,
СН4) в газообразном топливе (остальное –
азот)
Рис.3. Объемная доля
горючего газа в топливовоздушной смеси в зависимости от объемной
доли горючего газа в топливе для различных горючих газов:
1. – метана, 2. – оксида
углерода, 3. - водорода
Как видно из рис. 2, при замещении горючего газа азотом, объемные
доли топлива в топливо-воздушной смеси для водорода и оксида углерода
равны и изменяются аналогично. Для метана эта величина меньше, причем
при 100 %-ном содержании горючего газа она составляет около 33 % от
доли Н2 и СО, а при 40 %-ном содержании, около 40 %.
Объемные доли горючего газа в топливо-воздушной смеси в зависимости от объемной доли горючего газа в топливе, приводятся на рис.3. Из
графиков видно, что по мере снижения концентрации горючего газа в топливе, его доля в стехиометрической смеси также падает, причем, если при
уменьшении объемной доли горючего газа в топливе с 1 до 0,4 для водорода и оксида углерода, снижение их доли в смеси уменьшается примерно на
40 %, то для метана снижение составляет только около 12 %. Более интенсивное падение концентрации для водорода и оксида углерода и объясняет
185
Индикаторная цилиндровая мощность, кВт
эффект большего тепловыделения для метана (рис.1) при низких концентрациях.
Объемная доля горючего газа (H2, СО, СН4)
в газообразном топливе (остальное – азот)
Рис.4. Индикаторная цилиндровая мощность
двигателя (полностью
открытая дроссельная
заслонка, n = 5000 мин-1,
a =1,0), в зависимости
от объемной доли горючего газа в топливе для
различных горючих газов: 1. – метана,
2. – оксида углерода,
3. - водорода
При моделировании рабочего процесса ДВС учитывалось влияние состава рабочей смеси на скорость распространения фронта пламени в камере сгорания. Угол опережения зажигания подбирался по максимуму индикаторного КПД. На рис.4 показано как влияет состав применяемого топлива на индикаторную мощность двигателя.
Несколько странным выглядит протекание кривой индикаторной мощности для водорода. При 20 %-ном разбавлении водорода азотом, удельная
объемная теплота сгорания рабочей смеси падает на 6,8%, однако мощность несколько возрастает (на 0,94%), несмотря на то, что продолжительность сгорания возрастает с 17,0 до 19,2° ПКВ (оптимальный угол воспламенения смеси составляет 3,5° ПКВ до ВМТ и 6° ПКВ до ВМТ, соответственно). Это связано с перераспределением теплоты, идущей на совершение
полезной работы, изменение внутренней энергии и тепловые потери. Так,
при 20 %-ном разбавлении водорода тепловые потери снижаются с 22,8 %
до 19,5 % (вследствие снижения коэффициента теплоотдачи и теплового
потока в стенки), доля теплоты, пошедшей на изменение внутренней энергии, падает с 35,2 % до 30,0 % (вследствие меньших рабочих температур
цикла и изменением теплофизических свойств смеси, рис.5), а относительная полезная работа увеличивается с 42,0 % до 45,5% от располагаемой теплоты (рис.6).
Особенности влияния на индикаторные показатели ДВС параметров
топлива сложного состава, включающего различные доли оксида углерода,
водорода и метана, а также с частичным замещением инертного разбавителя – азота, диоксидом углерода, могут быть рассчитаны с учетом адитивности рассматриваемых параметров.
186
Средняя температура на
участке расширения, К
Рис.5. Средняя температура рабочего тела на участке расширения от максимальной температуры до
температуры окончания
рабочего хода
(Tz + Tb)/2
Доли теплоты, пошедшие на
совершение работы и
изменение внутренней
Объемная доля водорода H2
в газообразном топливе (остальное – азот)
Объемная доля горючего газа (H2, СО,
СН4) в газообразном топливе
(остальное – азот)
Рис.6. Доли теплоты, пошедшие на совершение
работы (сплошные линии)
и изменение внутренней
энергии (пунктирные линии), в зависимости от
объемной доли горючего
газа в топливе для различных горючих газов:
1. – метана, 2. – оксида
углерода, 3. - водорода
УМЕНЬШЕНИЕ СОДЕРЖАНИЯ ТВЕРДЫХ ЧАСТИЦ
В ОТРАБОТАВШИХ ГАЗАХ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ,
НАХОДЯЩИХСЯ В ЭКСПЛУАТАЦИИ
Науменко О.Ф., Коновалов В.В., Юр Г.С. (Новосибирская государственная академия водного транспорта, Новосибирск, Россия)
Представлены результаты экспериментальных исследований процесса горения частицы дизельной сажи в спокойной и возмущенной газовой
среде. Показано, что газодинамические колебания возбуждаемые в выпускном коллекторе серийного дизеля существенно в 1,5-2,0 раза) уменьшают дымность отработавших газов.
Проблема сокращения выбросов твердых частиц в отработавших газах
187
актуальна как для новых дизелей, так и для двигателей находящихся в эксплуатации. Особую остроту эта проблема приобретет при установлении в
ближайшем будущем процедуры прохождения обязательных периодических освидетельствований судовых дизелей.
В процессе эксплуатации двигателей имеет место естественный прогрессирующий износ деталей ЦПГ, топливной аппаратуры, механизмов газораспределения и наддува, закоксовывание распыливающих отверстий и
т.п. Следствием этих процессов будут отклонения большинства перечисленных ранее параметров от их номинальных значений. Это неизбежно
приведет к увеличению расхода топлива и концентрации выбросов твердых частиц в отработавших газах.
Средний возраст судов имеющих класс Российского Речного Регистра
составляет 26 лет [1]. В ОАО «Амурское пароходство» 72% главных и 67%
вспомогательных двигателей отработали более 80% ресурса, а 45,6% главных и 50 % вспомогательных судовых дизелей полностью отработали ресурс, заявленный заводом изготовителем. В сложившихся экономических
условиях судовладелец не может позволить замену старых двигателей на
новые и ограничивается текущими и капительными ремонтами.
Эти обстоятельства и определяют актуальность разработки простого и
надежного способа сокращения содержания твердых частиц в отработавших газах дизелей находящихся в эксплуатации без внесения значительных изменений в их конструкцию.
Известно, что количество твердых частиц в отработавших газах дизеля
зависит от скоростей их образования и сгорания. Для интенсификации процесса сгорания необходимо к частичкам сажи подвести достаточное количество кислорода и отвести продукты горения.
Рассмотрим возможность организации дополнительного обдува частичек дизельной сажи посредством возбуждения около них периодических
пульсаций газовой среды, которые в общем случае можно представить как
газодинамические колебания.
Согласно исследованиям Гунько Б.М. [2] количество частиц сажи при
возбуждении в пламени мощных газодинамических колебаний снижается в
5-8 раз в сравнении с ламинарным горением.
Исследования, проведенные Ведихиным С.В., Гафаровым А.С., Долгих Э.Б. и Кадалинцевой М.В. [3] показали, что в сравнении с турбулентным режимом горения содержание сажи в отработавших газах сократился
в 10 раз.
Однако имеются и противоположные сведения.
В работах [4, 5] приведены данные о том, что увеличение пульсационной составляющей турбулентного движения компонентов в топливновоздушной смеси резко снижает скорость выгорания сажи в пламени. В
188
условиях, когда скорость горения мала, а амплитуда газодинамических колебаний очень велика, пламя может задуваться вследствие того, что процесс теплоотвода от зоны горения будет преобладать над процессом тепловыделения.
Экспериментальные исследования процесса горения частицы дизельной сажи в спокойной и возмущенной газовой среде проводились на специальной опытной установке.
Закрепленная на тонкой вольфрамовой проволочке частица подавалась
в обедненное топливом пламя газовой горелки.
Процесс горения частицы фиксировался цифровой камерой и выводился на монитор компьютера.
В результате анализа полученных видеорегистраций и графиков, процесс горения твердой частицы можно условно разделить на следующие периоды (рис. 1).
Рис. 1. Динамика изменения поперечного размера твердой частицы сажи: d/d0-отношение
текущего к начальный диаметру частицы; τ-время. Обозначения основных периодов:
1-окончание процесса горения паров топлива; 2-окончание процесса нагрева поверхности
частицы до температуры ~900 K; 3-окончание третьего периода и начало процесса разрушения ценосферы
Первый период – период диффузионного горения, характеризуется наличием видимого пламени. Здесь происходит испарение жидких углеводородных фракций топливного и масляного происхождения. Количество этих
фракций может достигать до 50% массы твердой частицы. Процесс горения частицы сажи в этом периоде происходит аналогично процессу капли
жидкого углеводородного топлива, то есть по диффузионному механизму,
в котором скорость горения лимитируется скоростью диффузии паров топлива и окислителя. Средняя температура частицы сажи равна температуре
кипения жидких углеводородных фракций. Окончание первого периода
соответствует точке 1 (рис. 1). Длительность первого периода зависит от
соотношения масс жидкой и твердой фаз и в рассматриваемом случае составляет 10-12% от полного времени горения твердой частицы.
Второй период характеризуется отсутствием видимого пламени. Здесь
происходит прогрев оставшейся твердой фазы (ценосферы) до температу-
189
ры пламени газовой горелки равной 900-950 К. К концу этого периода ценосфера окрашивается в красно-малиновый цвет. Окончание этого периода
на рис. 1 отмечено точкой 2. Продолжительность второго периода составляет 7-8% от полного времени горения твердой частицы.
Третий период, длительность которого составляет 48-52% времени горения частицы дизельной сажи, визуально не отличается никакими видимыми внешними изменениями размера и формы. Ее поверхность постепенно окрашивается в черно-серый цвет. В это время внутри частицы происходят энергоемкие химические процессы, которые качественно изменяют состав ценосферы. В течение всего третьего периода механические связи между микрообъектами в ценосфере достаточно прочны и способны сохранять форму и размер твердой частицы.
Четвертый, последний период, представляет собой процесс видимого
разрушения ценосферы, который начинается ее поверхности. При этом от
ценосферы отслаиваются частицы в виде чешуи и микрообъемов неправильной формы размером до 10-15% от её первоначального диаметра. В
конце четвертого периода ценосфера полностью разрушается.
Из анализа видно, что более половины полного времени горения частицы сажи в обедненном топливом пламени составляет третий период, характеризующийся изменением ее физико-химических свойств.
Если после окончания первого второго периода или в течение третьего
периода пламя горелки потушить, то частица начнет остывать и все последующие процессы прекратятся.
Таким образом видно, что для сгорания частицы дизельной сажи необходимы следующие условия:
– наличие достаточного времени, необходимого для последовательного
осуществления физико-химических явлений сопровождающих процесс горения;
– обеспечение подвода к поверхности частицы достаточного количества теплоты и окислителя.
Рассмотрим особенности процесса горения неподвижной частицы дизельной сажи в осциллирующем пламени газовой горелки. Газодинамические колебания возбуждались при помощи электродинамического излучателя и усиливались при помощи концентратора.
На рис. 2 приведены результаты исследования горения неподвижной
твердой частицы в пламени газовой горелки при различной интенсивности
газодинамических колебаний.
Из приведенной на рис. 2 зависимости видно, что:
– газодинамические колебания способны существенно (в 1,5-2,0 раза)
сократить время горения частицы дизельной сажи;
– влияние пульсаций газовой среды на горение закрепленной твердой
190
частицы начинается при мощности акустического поля более 120 дБ;
Рис. 2. Процесс горения частицы сажи в спокойном и возмущенном пламени (осциллирующая газовая среда с частотой акустических колебаний f=1000 Гц): d/d0-отношение
текущего к начальный диаметру частицы; τ-время; 1-спокойная среда; 2- осциллирующая
газовая среда с интенсивностью колебаний I=122 дБ; 3-осциллирующая газовая среда с
интенсивностью колебаний I=134 дБ; 4-осциллирующая газовая среда с интенсивностью
колебаний I=140 дБ.
– с увеличением интенсивности звука время сгорания твердой частицы
уменьшается;
– длительность первого периода, который характеризуется временем
видимого горения паров топлива и четвертого периода, характеризуется
разрушением ценосферы в пределах исследуемого интервала (до 140 дБ)
не изменяются;
– при воздействии мощных газодинамических колебаний наблюдается
существенное сокращение продолжительности второго периода, характеризуемого прогревом твердой частицы до температуры пламени горелки и
самого длительного третьего периода – характеризуемого процессами качественного изменения физико-химических свойств ценосферы.
Если при сжигании частицы сажи в спокойной среде после окончания
первого, второго или в течение третьего периода пламя горелки потушить,
то частица начнет остывать и все последующие процессы прекратятся. В
отличие от спокойной, в возмущенной среде после выключения пламени
процесс горения частицы продолжается до ее полного разрушения.
На основе проведенных экспериментальных исследований можно сделать вывод, что газодинамические колебания являются эффективным средством интенсификации процесса горения частиц дизельной сажи при различной температуре окружающей среды.
В настоящее время известно ряд устройств, предназначенных для
уменьшения выбросов твердых частиц с отработавшими газами дизельных
двигателей, которые размещаются за пределами цилиндра. К ним относятся: жидкостные, каталитические, термокаталитические нейтрализаторы,
191
различные дожигатели, фильтры, электрофильтры и др.
Однако все они имеют существенные недостатки. Это сложность конструкции, значительные габариты, повышенное сопротивление на выпуске,
ограниченный срок эксплуатации, необходимость проведения периодической регенерации, высокая стоимость.
Исследуем возможность сжигания частиц сажи, образовавшихся в цилиндре дизеля при помощи газодинамических колебаний, генерируемых в
выпускном коллекторе.
Испытания проводились на одноцилиндровом отсеке дизеля Ч10,5/12.
Акустические колебания на такте выпуска возбуждались при помощи резонатора Гельмгольца, размещенного в потоке отработавших газов.
Рис. 3. Нагрузочные характеристики дизеля Ч10,5/12: ○-с штатной выпускной системой; D-с устройством генерирующим акустические колебания
K-дымность отработавших газов по шкале «Bosh», Рi-индикаторная мощность, кВт
При сравнении представленных характеристик видно, что акустические колебания, возбуждаемые в выпускном коллекторе, позволяют
уменьшить дымность отработавших газов дизеля в 1,5-2,0 раза во всем
диапазоне изменения нагрузки.
ВЫВОДЫ
1. Для сжигания твердых частиц дизельной сажи, образующейся в цилиндре дизеля, необходимо в течение определенного времени обеспечить
подвод к поверхности частиц достаточного количества теплоты и окислителя.
2. При возбуждении мощных акустических колебаний в газовой среде,
содержащей окислитель, предварительно разогретые до температуры 900 К
частицы дизельной сажи сгорают без дополнительного подвода теплоты.
3. Использование устройства возбуждающего акустические колебания
в выпускном коллекторе в 1,5-2,0 раза уменьшает дымность с отработавших газов без внесения значительных изменений в конструкцию серийного
дизеля.
ЛИТЕРАТУРА
1. Иванова С.В. Возрастная характеристика транспортных судов
192
[Текст] / С.В. Иванова // Научные проблемы транспорта Сибири и Дальнего Востока. - Новосибирск: НГАВТ.- 2004. - С. 23-27.
2. Гунько Б.М. Интенсификация гомогенного горения низкочастотными
колебаниями [Текст] / Б.М. Гунько // Труды Всесоюзной научнотехнической конференции по проблеме вибрационного и пульсационного
горения. Под ред. Б.В.Раушенбаха. Сектор научно-технической информации ГИАП.- М.:Москва. - 1962. - С. 7-19.
3. Ведихин С.В. Сжигание топлив в вибрационном режиме горения
[Текст] / С.В. Ведихин, А.С. Гафаров, Э.Б. Долгих, М.В. Кадалинцева //
Известия ВУЗов. Сер. Авиационная техника.- 1979.- № 3. - С. 75-77.
4. Аввакумов А.М. Нестационарное горение в энергетических установках [Текст]: / А.М. Авакумов, И.А. Чучкалов, Я.М. Щелеков.- Л.: Недра.1987. - 159 с.
5. Багиров Ф.Г. Образование и выгорание сажи при сжигании углеводородных топлив [Текст] / Ф.Г. Бакиров, В.М. Захаров, И.З. Полищук,
З.Г. Шайхутдинов. - М.: Машиностроение.- 1989. - 128 с.
ВОЗМОЖНОСТИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ БИОТОПЛИВА
В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Ткаченко А.В. (Камчатский государственный технический
университет, Петропавловск-Камчатский, Россия)
Обосновывается двухфазное смесеобразование для организации рабочего процесса дизелей с биоустановками, вырабатывающими метан в газообразной форме. Рассматриваются вопросы влияния состава биогаза и
нагрузки ДВС на процессы подготовки и сгорания смеси жидкого топлива
и газа. Анализируются подходы к алгоритмизации процесса подачи газа
для разработки устройств дозирования и критерии оценки эффективности такой организации процесса смесеобразования.
Одним из направлений перехода на возобновляемые энергоресурсы
(ВЭР) является производство биогаза из органических продуктов и отходов агропрмышленного комплекса (отходов животноводческих ферм и
птицефабрик, рыбозаводов, зерновых остатков, шлама водоочистных сооружений и т.п.) Сегодня это направление использования биомассы наращивает темпы во всем мире, совершенствуется технология, расширяется
область использования, в том числе в дизелях. Этому способствует снижение выбросов оксидов азота, углеводородов, углекислого газа при работе
на биогазе.
Биогаз привлекателен как с экологической, так и с экономической точек зрения, так как он дешевле дизельного топлива и, являясь местным
193
топливом, развивает региональную экономику. За короткий срок во многих странах мира создана целая индустрия по производству биогаза. Мировыми лидерами в этой индустрии является Швеция, Южная Америка,
Германия, Дания, Китай и др., где стимулируется производство биогаза на
фермерских хозяйствах, и где они получают инвестиционную поддержку
государства. Кроме того, производимая на биогазе и поставляемая в сеть
энергия оплачивается по повышенному тарифу. Такая политика позволила,
например, Дании построить централизованные биогазовые заводы, способные ежегодно обрабатывать 1,2 млн. т. биомассы (75% отходы животноводства и 25% других органических отходов). Практически для выработки электроэнергии биогаз не используется в фермерских хозяйствах с
ограниченным поголовьем. Поэтому начал действовать так называемый
«зеленый принцип», позволяющий избежать сжигания биогаза в факелах,
используя его закачку в находящийся поблизости газопровод природного
газа при колебании производства и спроса.
В настоящее время существует два основных способа использования
природного газа в качестве моторного топлива. В чисто газопоршневых
двигателях с искровым зажиганием не требуется жидкого топлива для зажигания газа. В таких двигателях основным недостатком является невозможность работы агрегата при отсутствии газа. За последние годы получило широкое распространение использование моторного топлива для зажигания газовой смеси в цилиндре двигателя, так называемые «Dual fuel systems» - системы двойного топлива, производимые к примеру Energy Conversation Inc (ENC). Такие системы включают в себя, кроме форсунок для
подачи жидкого топлива, клапаны подачи газа, установленные в цилиндровой крышке, модернизированную конструкцию поршня с уменьшенной
степенью сжатия, а также электронную систему управления подачей жидкого топлива и газа.
К другой распространенной системе двойного топлива относится система с электронным управлением компании Altronic. В общем случае газ
при атмосферном давлении подается в пространство между кожухом воздушного фильтра и турбокомпрессором. В смесителе подготавливается
газовоздушная смесь, которая затем сжимается в турбокомпрессоре и по
впускному коллектору распределяется в цилиндры двигателя. В конце
такта сжатия газовоздушная смесь воспламеняется после впрыска дизельного топлива. Количество газа, поступающего в двигатель, зависит от нагрузки и изменяется с помощью электронной системы управления в соответствии с изменениями воздушного потока (разрежением в двигателе).
Подача дизельного топлива контролируется оригинальной системой
управления как в стопроцентном дизельном, так и в двухтопливном режимах. Российская компания Энергохолдинг может комплектовать такой
194
системой любые дизель-генераторные установки, мощностью от 150 кВт.
В общем случае для систем двойного топлива жидкое топливо является
только запальным, и его количество в общем заряде при различных нагрузках варьируется от 10% до 35%. Остальное в заряде является газообразным топливом. В двигатель подается натуральный природный газ, либо
очищенный биогаз с содержанием горючих компонентов более 90%. Такая
система в большей степени подходит при конвертации для работы с двойным топливом любых дизелей. Слабым местом являются потери газообразного топлива в период перекрытия клапанов, увеличение углеводородов
в продуктах сгорания.
В общем случае биогаз – это горючая газовая смесь, образующаяся из
органических субстанций в результате анаэробного и микробиологического процессов, состоящая из 50-70% метана (CH4), 30-40%углекислого газа
(CO2), небольшого количества сероводорода (H2S), аммиака (HN3), водорода (H2), и оксида углерода (CO). Вышеприведенный состав биогаза несомненно оказывает влияние на качество процесса сгорания, которое будет
отлично от сгорания природного газа или очищенного от балласта биогаза. Кроме того, на средней сельскохозяйственной ферме с поголовьем, к
примеру свиней, до 6000 голов суточное производство биогаза за вычетом
25% газа, используемого на выработку тепла для поддержания температуры ферментатора на необходимом уровне, составляет 720 м3. Принимая
теплотворную способность биогаза в среднем 21 МДж/м3, получим суточное количество энергии 3500 кВт·ч, что представляет собой приближенно
1600 кВт·ч электрической энергии и 1900 кВт·ч тепловой энергии при
удельном расходе для дизель-генератора в переводе на жидкое дизельное
топливо, равным 0,25 кг/ кВт·ч. Расчеты проведем для двигателя, используемого при выработке одновременно электрической и тепловой энергии в
когенерационной установке с КПД 0,85%. При этом электрическая мощность генератора при КПД 0,85 будет составлять 56 кВт. Безусловно, даже
при автономном питании свинофермы от отдельных дизелей невозможно
рассчитывать на установку газопоршневого двигателя такой мощности, так
как общая потребляемая электрическая мощность составит зимой свыше
200 кВт. В то же время и тепловая мощность при установке отдельного водогрейного котла для сжигания газа возможно и будет удовлетворять в
зимнее время, однако в летнее время, когда не требуется подогрев вентиляционного воздуха, котлы будут бездействовать и газ придется сжигать в
факелах. Очевидно, на таких сельскохозяйственных предприятиях установка автономных газопоршневых машин с питанием биогазом неэффективна. Такая точка зрения автора подтверждается мнением большинства
участников 1-й Международной специализированной выставки «Альтернативная энергетика», состоявшейся в Москве 24-26 мая 2008 г. Докладчи-
195
ки не смогли экономически обосновать эффективность применения биогаза в комплексах с ограниченным поголовьем при установке отдельных газопоршневых двигателей. Эффект достигается за счет получения газа в
процессе сбраживания ценных органических удобрений.
Для исключения применения «зеленого принципа», а при отсутствии
рядом проходящего газопровода сброса газа для сжигания в факелах, необходимо использовать «двухфазное смесеобразование» [1] - систему, конструктивно мало отличающуюся от системы «двойного топлива» при подаче газа на всасывании, но принципиально меняющую суть процесса сгорания в дизеле. В этой системе, жидкое топливо служит не запальным, а
основным, а газ подается в обедненном состоянии в качестве добавочного
или присадочного топлива. В сравнении с вышеприведенной системой
подачи газа на всасывании здесь значительно уменьшаются потери газа на
продувание в период перекрытия клапанов, так как количество подаваемого газа ограничено.
Значительное количество балласта в биогазе, в особенности углекислого газа, будет оказывать существенное влияние как на процесс наполнения, так и на процессы воспламенения и сгорания. Поскольку количество
сероводорода, аммиака, оксида углерода, водорода весьма незначительно и
их влияние на процессы смесеобразования и сгорания проследить трудно,
то необходимо рассматривать теоретически и практически газовоздушную
смесь на всасывании в цилиндры, как смесь воздуха, метана и углекислого
газа. Добавление углекислого газа в газовоздушную смесь изменяет концентрационные пределы воспламеняемости при температурах конца сжатия в цилиндре. Особенностью метана - горючего газа, входящего в состав
биогаза, является увеличение как верхних, так и нижних концентрационных пределов воспламеняемости газовоздушной смеси с увеличением отношения объема инертного газа CO2 к объему горючего газа. В данном
случае больше интересует нижний предел, который будет характеризовать
бездетонационное сгорание смеси. Если для метана нижний предел воспламеняемости находится при α = 2,0, то для биогаза среднего состава
нижний предел воспламеняемости может увеличиться до α =1,0 при увеличении концентрации инертного газа в составе биогаза до 40 %. Таким
образом, актуальной задачей является исследование и выработка рекомендаций по составу газовоздушного заряда в начале сжатия в зависимости от
концентрации инертного газа CO2.
Состав газовоздушного заряда влияет на предпламенные окислительные
реакции, период задержки воспламенения основного дизельного топлива,
характер тепловыделения, жесткость и экономичность работы двигателя. В
качестве критерия, характеризующего состав газовоздущного заряда выбран
196
αгвз = Lв/Gг·L0г ,
где Lв – часовой расход воздуха, кг/час; Gг – часовой расход горючего газа, содержащегося в общем составе биогаза, кг/час; L0г – теоретически необходимое количество воздуха для сжигания 1 кг горючего газа, кгв/кгг.
Как видно в данном критерии выделена только горючая составляющая
биогаза, которая может задаваться после исследования состава биогаза на
данной установке, хотя в двигатель будет подаваться биогаз, в состав которого входит балласт. Поэтому необходимо дополнительно устанавливать
связи между αгвз и αΣ - общим коэффициентом избытка воздуха. По данному критерию будет задаваться минимальная концентрация биогаза на всех
нагрузочных режимах, когда его подача не снижает общую тепловую эффективность процесса. По этому критерию и суммарному коэффициенту
избытка воздуха αΣ, характеризующему нагрузку двигателя, может отрабатываться управляющая аппаратура двигателя, включающая и отключающая подачу газообразного топлива на режимах, снижающих эффективность его работы в сравнении с подачей одного вида топлива - дизельного.
Важным фактором в сравнении двух систем («двойного топлива» и
«двухфазного смесеобразования») является работа топливной аппаратуры.
Здесь мы должны рассматривать как идентичность и стабильность показателей процесса топливоподачи, так и цикловую нестабильность теплодинамических параметров сгорания.
С увеличением количества газа, подаваемого на всасывании двигателя,
уменьшается количество основного дизельного топлива при работе на номинальной нагрузке, а отсюда, и снижается цикловая подача топлива. Известно, что с уменьшением цикловой подачи топлива, неравномерность
подачи по цилиндрам увеличивается, отсюда существенным недостатком
при работе двигателя с системой «двойного топлива» будет значительная
неравномерность подачи основного жидкого топлива при любых нагрузках
двигателя, особенно приближающихся к долевым.
Учтем рекомендации ГОСТа 10578-63, регламентирующего допустимую неравномерность подачи топлива по цилиндрам 6% при проверках
для 6-ти цилиндровых дизелей на номинальной подаче, и 40% на холостом
ходу. Принимая цикловую подачу жидкого запального топлива 10% от
общей суммарной подачи, и, приравняв в первом приближении ее равной
подаче холостого хода, получим даже при равномерном распределении газовоздушной смеси по цилиндрам увеличение неравномерности по топливу до 10%. Для снижения такой неравномерности необходимо повышать
требования к пропускной способности форсунок и нагнетательных трубопроводов, которыми комплектуется топливная аппаратура.
197
Топливная аппаратура должна обеспечивать стабильность основных
показателей процесса топливоподачи от цикла к циклу. Стабильность параметров процесса топливоподачи способствует обеспечению мощностноэкономических показателей и теплодинамических нагрузок цилиндропоршневой группы в пределах расчетных. В двигателе происходит постепенное накопление усталостных повреждений при отклонениях параметров сгорания в отдельных циклах выше максимально возможных. Надежность и долговечность основных узлов двигателя будет снижаться в зависимости от величины этих отклонений. Межцикловая нестабильность работы топливной аппаратуры может происходить из-за колебательных процессов на линии питания насоса высокого давления, изменения остаточного давления в нагнетательном трубопроводе и нестабильной работы нагнетательных клапанов и игл распылителей. Цикловая нестабильность топливной аппаратуры в соответствии с руководящими техническими материалами ЦНИТА может составлять на номинальном режиме ±5% и на
режиме холостого хода 60%. Введенная в цикл предельная нестабильность
запального топлива 60% приводит к повышению межцикловой нестабильности параметров процесса сгорания, т.е. отклонения этих параметров, в
частности давления сгорания Pz max , до величин, превышающих граничные
значения.
Работа двигателя при двухфазном смесеобразовании будет значительно
отличаться от работы при двойном впрыске. При двухфазном смесеобразовании и работе на режимах, близких к номинальным, цикловая подача
жидкого топлива уменьшается всего на 30-40%, и изменения в работе топливной аппаратуры не будут так значительно проявляться на неравномерности подачи и цикловой нестабильности параметров сгорания. Кроме того, при сохранении заданной экономичности двухфазное смесеобразование дает возможность уменьшить угол опережения впрыска топлива на 34º пкв, что также снижает цикловую нестабильность процесса сгорания.
ВЫВОДЫ
1. «Двухфазное смесеобразование» при сравнении с системами «двойного топлива» имеет существенные преимущества в случае использования
биогаза для предприятий с ограниченным его производством.
2. Следует развернуть цикл теоретических и экспериментальных исследований по расшифровке термодинамических процессов с двухфазным
смесеобразованием при работе поршневого двигателя на биогазе.
3. Пока остаётся много нерешенных вопросов как по рабочему процессу в цилиндре двигателя, так и при работе топливоподающей аппаратуры двигателей, работающих на биогазе.
4. Предложенная оценка преимуществ и недостатков систем «двойного топлива» и двухфазного смесеобразования является предварительной и
198
требует тщательной продуманной программы исследований.
5. Необходимо отметить и трудности теоретического описания физических процессов обоих способов использования газа в качестве моторного топлива.
6. Необходимо констатировать, что эффективное использование биогаза в поршневых двигателях требует всестороннего оптимизационного
подхода с использованием современных представлений о рабочем процессе в термогазогидродинамической системе поршневого двигателя.
ЛИТЕРАТУРА
1. Ткаченко В.А. Биоэнергокомплекс/ В.А. Ткаченко, А.В. Ткаченко. Патент на полезную модель № 65044 от 27.07.2007.
СНИЖЕНИЕ ЗАТРАТ НА ТОПЛИВО ПУТЕМ ПРИМЕНЕНИЯ
АЛЬТЕРНАТИВНОЙ СОСТАВЛЯЮЩЕЙ
Басаргин В.Д., Кравцов А.А., Смирнов С.А. (Тихоокеанский государственный университет, Хабаровск, Россия)
В статье приводятся результаты экспериментальных работ по использованию древесных отходов в качестве основного топлива для поршневых
двигателей внутреннего сгорания, находящихся в эксплуатации в удаленных и труднодоступных населенных пунктах и производственных участках Дальневосточного региона. Приводится схема применения генераторного газа, получаемого из древесных отходов для сокращения доли расходуемого жидкого топлива нефтяного происхождения при лесозаготовках.
Дальневосточный регион, как и многие другие окраинные регионы
России, в развитии своей экономики сталкивается с большими трудностями в обеспечении населенных пунктов и расширения в них промышленного производства из-за отсутствия, в достаточной мере, электрической и тепловой энергии.
По настоящее время эта задача решается за счет применения дизельных электростанций (ДЭС). Основными преимуществами этих ДЭС являются:
· быстрый ввод в эксплуатацию с момента начала строительства;
· накоплен большой опыт успешной эксплуатации дизель-электрических
агрегатов во многих отраслях экономики страны и во всем мире (стационарные, передвижные и судовые электростанции, на железнодорожном транспорте, буровых установках и т.д.);
199
· возможность применения высокой степени автоматизации (вплоть до
уровня «электростанция на замке»);
· возможность быстрого наращивания мощностей за счет подключения в
параллельную работу необходимого количества дополнительных дизель-генераторов, т.к. каждый из них имеет специальное устройство настройки для обеспечения работы на общую электрическую нагрузку.
Однако для бюджетов удаленных территорий и населенных пунктов,
где снабжение топливом осуществляется, чаще всего, путем «северных завозов», содержание таких ДЭС оказывается непосильным бременем. Непомерно высокая стоимость топлива нефтяного происхождения и постоянная зависимость потребителей от уровня организации сезонных работ по
доставке необходимых его запасов заставляют выводить из эксплуатации
даже вполне исправные ДЭС.
Экономические реалии – высокие мировые цены на нефть (на сегодняшний день она превышает $149 за бараль), продолжающие свой рост на
протяжении длительного времени – заставляют мировое сообщество искать резервы в применении доступных и известных способов энергосбережения, а также замены нефтепродуктов альтернативными видами топлив.
Применительно к Дальневосточному региону реальной альтернативой
дорогостоящему топливу может явиться биотопливо, которое только в виде древесных отходов имеется в огромных количествах. Эти запасы неправомерно называют отходами. На самом деле это ценнейший экологически
чистый материал (сырье) для глубокой переработки и, в том числе, весьма
доступный вид топлива. «Россия может стать одним из главных поставщиков альтернативного биотоплива в мире, – заявил В.В. Путин» в октябре
2007 года в специальной программе Первого канала «Россия». Подтверждением данного заявления могут служить следующие показатели, приведенные в табл. 1.
Таблица 1
Cырьевая база для производства биотоплива в России к 2020 году
Параметры
2007 год
2020 год
АПК
Общая масса отходов,
млн т
624
1600
Энергосодержание отходов,
млн т.у.т.
60
154
Лесопроизводство
Общий запас лесной древесины, млн куб. м
73028
73028
Общее энергосодержание,
млн т.у.т.
38983
38983
Годовая вырубка,
млн куб. м
130
550
Общая масса отходов,
млн т
26
110
Энергосодержание отходов,
млн т.у.т.
13
55
Деревообработка
Общая масса отходов,
млн т
32,5
137,5
Энергосодержание отходов,
млн т.у.т.
16,3
68,8
200
Из табл. 1 видно, что в 2007 году переработка всех органических отходов агропромышленного комплекса (АПК) потенциально могла бы дать до
60 млн т.у.т. биотоплива, переработка отходов лесопромышленного комплекса (ЛПК) и деревообработки (ДО) – 29,3 млн т.у.т., т.е. к 2010 году
(по прогнозам Института проблем естественных монополий) это позволило бы покрыть дефицит между добычей и потреблением природного газа в
нашей стране до 65%. Прогнозируется также, что к 2020 году сельскохозяйственное производство России возрастет в 2,0–2,5 раза и позволит получить около 154 млн т.у.т., а ЛПК и ДО в сумме могут дать 124 млн т.у.т.,
все эти составляющие покроют уже ≈71 % дефицита. Учитывая, что за эти
годы будут проводиться мероприятия по энергосбережению, общий прогнозируемый объем биотоплива превысит дефицит примерно на 20%. Экономический эффект от использования биотоплива не вызывает сомнения,
т.к. цена на природный газ уже к 2010 году повысится до $500 за 1000 куб.
метров, к 2020 году она еще существенно возрастет. Учитывая объем прогнозируемого годового дефицита природного газа (около 343 млрд куб.
метров), который полностью может быть замещен перечисленными выше
источниками биотоплива малой стоимости имеется возможность оценки
выгоды осуществления данного мероприятия.
Использование энергии биотоплива может осуществляться несколькими способами. Суть их заключаются в преобразовании химической – в тепловую или электрическую. Мировой опыт имеет в своем распоряжении
большое количество отработанных технологий и моделей соответствующего оборудования, которые позволяют с достаточно высоким КПД производить такие преобразования. Однако для каждого конкретного источника получения биотоплива, технических требований потребителей к виду,
количеству и качеству вырабатываемой энергии и условий осуществления
процесса её преобразования, создаются специальные преобразователи –
энергетические установки существенно отличающиеся одна от другой.
В лаборатории «ИЭНВТ» («Источники энергии на нетрадиционных
видах топлива») Института транспорта и энергетики Тихоокеанского государственного университета по заявке одного из лесозаготовительных
предприятий Хабаровского края разработан проект энергетической установки для получения электрической и тепловой энергии малой себестоимости из древесных отходов, скопившихся за много лет успешной деятельности этого предприятия. Проектная электрическая мощность установки составляет 100 кВт. В состав установки включена система утилизации тепла отработавших газов и охлаждающей жидкости дизеля. Утилизация тепла выбрасываемого (чаще всего) в окружающую среду позволяет
получить еще около 150 кВт тепловой мощности (не затрачивая на это дополнительного топлива). Общий КПД установки при этом повышается и
201
достигает более 90%. В качестве силового агрегата энергетической установки применен дизель-электрический агрегат (на базе ЯМЗ-238), который
серийно выпускается отечественной промышленностью.
На сегодняшний день изготовлен опытный образец энергетической установки (рис. 1), который прошел сдаточные государственные испытания.
Данная работа частично финансировалась за счет государственного контракта, выполняемого по гранту Министерства экономического развития и
внешних связей Правительства Хабаровского края.
На рис. 1 представлена комплектация варианта энергетической установки, предназначенная для получения генераторного газа в стационарных
условиях (например, на нижнем складе леспромхоза). Полученный с помощью этой энергетической установки генераторный газ складируется в
специальном газохранилище, откуда подается на газозаправочный узел для
заполнения (под высоким давлением) баллонов специально приспособленных для установки на транспортные средства, предназначенные для вывозки стволовой древесины из лесосек.
На первом этапе внедрения разработки в реальную эксплуатацию авторами предложен вариант частичного использования генераторного газа в
качестве замещения дизельного топлива на лесовозной технике. Основная
цель предложения – экономия дорогостоящего дизельного топлива.
По предварительным расчетам для технологий, применяемых в условиях
заказчика энергетической установки, где в качестве транспортных средств
используются лесовозы с дизелями типа ЯМЗ со среднесуточным
расходом дизельного топлива около 400 кг на один лесовоз, затраты только
на приобретение дизельного топлива при цене около 20 тыс. руб. за тонну
составляют 20х0,4=8 тыс. руб. в сутки на один лесовоз.
При выходе на линию 20 лесовозов в течение 28 рабочих дней в месяц
затраты на топливо по транспортировке заготавливаемой предприятием
древесины из лесосек до нижнего склада составят 8х20х28=4480 тыс. руб.,
а за год эти затраты достигнут 4480х12=53760 тыс. руб.
При замещении дизельного топлива генераторным газом, который
производится созданной авторами энергетической установкой даже на
50%, может принести данному предприятию экономию до 20–30 млн руб.
в год. Испытания энергетической установки с дизелем ЯМЗ-238 показали,
что даже без специального его переоборудования имеется возможность замещения дизельного топлива генераторным газом до 90% (на полной мощности). Количество замещаемого жидкого топлива зависит от длины плеч
доставки древесины (удаленности лесосек от нижнего склада) и объема
генераторного газа принимаемого на борт транспортного средства.
202
203
г
в
б
а
Рис. 1. Фотография опытного образца энергетической установки: а) газогенератор;
б) охладитель генераторного газа; в) фильтр генераторного газа; г) адаптер; д) дизель-генератор
д
Модуль энергетической установки представленной на фотографии содержит комплект оборудования, который может обеспечить транспортный
комплекс леспромхоза генераторным газом. В его составе имеется дизельгенератор мощностью 8 кВт, который работает по газодизельному процессу и обеспечивает все потребности в электрической энергии многомодульной установки. Для предприятия с парком лесовозов содержащим около 20
единиц, необходимо иметь около 5–6 газогенераторных модулей. При
предполагаемой стоимости газогенераторного модуля (без дизельгенератора) 1–1,2 млн. руб. и получаемой экономии при частичном замещении жидкого топлива генераторным газом величиной до 4480 тыс. руб.
в месяц затраты на мероприятия по переводу лесотранспортных машин на
генераторный газ окупаются за (6х1200)/4480=1,6 месяца (учитывая условия реальной эксплуатации лесовозной техники – не более 6 месяцев).
В заключение отмечаем: при современных условиях и устойчивой тенденции к сокращению природного углеводородного сырья использование
местных видов топлив является наиболее перспективным путем увеличения генерирующих мощностей. При этом применение в качестве топлива
биомассы имеет ряд преимуществ, в сравнении с другими видами местных
топлив. Прежде всего, это экологические преимущества: конечный продукт сгорания – СО2 является химически нейтральным газом, что весьма
существенно в свете ратификации Россией Киотского протокола, кроме того, малые экологические риски при транспортировке и хранении биотоплива. Малая стоимость, восстанавливаемость, экологическая безопасность,
малый путь транспортировки до места применения и другие положительные свойства древесных отходов, применяемых в качестве топлива для
энергетических установок, делают этот вид топлива с каждым днем все
более конкурентоспособным. Современный уровень развития технологий
позволяет создавать энергетические установки, которые в перспективе способны частично заменить, прежде всего, традиционные газ, мазут и уголь,
а также дизельное топливо и бензин.
Для условий лесной промышленности, где имеются в большом количестве древесные отходы собственного производства малой себестоимости, такие установки должны являться одной из очень важных и обязательных составляющих технологического процесса, позволяющих повысить конкурентоспособность выпускаемой продукции.
204
УЛУЧШЕНИЕ ЭКОЛОГИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК
ДИЗЕЛЕЙ СЕРИИ «30» ПРОИЗВОДСТВА
ОАО «ПО АЛТАЙСКИЙ МОТОРНЫЙ ЗАВОД»
Матиевский Д.Д.1, Свистула А.Е.1 , Фролкин А.С.2 (1Алтайский государственный технический университет; 2ОАО «ПО АМЗ»,
Барнаул, Россия)
Рассмотрены обоснованные пути и метод доводки экологических показателей перспективных дизелей серии «30» производства ОАО «ПО Алтайский моторный завод». Достигнута возможность снижения вредных
выбросов в соответствии с требованиями ГОСТ Р 41.96 – 2005 с сохранением высокого уровня топливной экономичности.
Вредные выбросы автотракторных дизелей сокращают урожайность
до 25 % и снижают качество сельскохозяйственных культур (картофеля,
подсолнуха и зерновых), приводят к серьезным заболеваниям с/х животных. Поэтому, наряду с улучшением экономических показателей двигателей внутреннего сгорания, снижение токсичности их отработавших газов
становится важнейшей проблемой. Задача исследований заключалась в
разработке обоснованного метода доводки экологических показателей дизелей серии «30» производства «ПО АМЗ», обеспечивающего снижение
вредных выбросов до требований ГОСТ Р 41.96 – 2005 с сохранением высокого уровня топливной экономичности.
Стратегически план доводки дизеля заключался в максимально возможном уменьшении удельного эффективного расхода топлива ge для оптимального по экономичности угла опережения впрыска Qвпр опт с тем, чтобы безболезненно перейти на Qвпр , при котором эмиссия NOx укладывается
в нормы ГОСТ Р 41.96-2005 без превышения этих норм по продуктам неполного сгорания. В качестве базового выбран перспективный дизель Д3040 (4ЧН 13/14) производства ОАО «ПО АМЗ». Это 4-х клапанный турбонаддувный дизель с вертикально расположенной форсункой, имеющий
на номинальном режиме: n=2000 мин-1, Ne=165+3 кВт, ge=221 г/(кВт·ч), запас крутящего момента µ=15%, на режиме максимального крутящего момента: n=1500 мин-1, Mkmax=915 H·м.
Методика исследования включала несколько этапов. На первом этапе
совершенствование характеристик дизеля шло по двум основным направлениям: это совершенствование процессов топливо и воздухоподачи.
Увеличение размерности плунжерной пары с 10×12 мм до 12×14 мм
позволило увеличить мощность дизеля до 190 кВт и поднять максимальное
давление впрыска до 100 МПа на номинальном режиме, а на режиме мак-
205
симального крутящего момента до 88 МПа. Кроме того, увеличение размера плунжера позволило сократить продолжительность впрыска φ на 2 и 1,5
п.к.в. соответственно (рис. 1). Это дало возможность улучшить качество
распыла топлива, условия смесеобразования и сгорания, что привело к
уменьшению несвоевременности ввода теплоты за цикл δнс и снижению
потерь теплоты от неполноты сгорания ΔXнп [2]. Об этом свидетельствует и
некоторое увеличение коэффициента избытка воздуха α по скоростной характеристике.
Более значительное повышение коэффициента избытка воздуха α достигалось оптимизацией системы наддува и улучшением характеристик агрегата наддува. Для этого использован высокооборотный турбокомпрессор
K - 27 (Чехия), позволивший увеличить давление наддува воздуха на номинальном режиме на 0,02 МПа, а на режиме максимального крутящего
момента на 0,032 МПа. Благодаря применению плунжерной пары 12×14 и
более производительного турбокомпрессора K - 27 (Чехия), было достигнуто увеличение коэффициента избытка воздуха α по всей скоростной характеристике (рис. 1а). Это позволило уменьшить удельный эффективный
расход дизельного топлива на номинальном режиме на 7 г/(кВт ч), а по
скоростной характеристике уменьшение составило в среднем 5÷8 г/(кВт ч).
Рис. 1. Скоростная характеристика: ––– первый этап доводки дизеля Д-3040;
– – второй этап доводки дизеля Д-3040
Следующий этап доводочно-конструкторских работ заключался в увеличении числа сопловых отверстий распылителя форсунки с 4 до 5 при
незначительном увеличении эффективного проходного сечения (µf)р, а
также параллельном увеличении диаметра камеры сгорания и уменьшении
интенсивности закрутки воздушного заряда во впускном канале (рис. 2)
206
тем самым обеспечивалось оптимальное согласование динамики топливных факелов в подвижном заряде с формой камеры сгорания.
Проводилась следующая замена распылителей: вместо распылителей с
числом сопловых отверстий iсо=4, диаметром иглы dи=4,5мм, ходом иглы
hи=0,32±0,01 мм, эффективным проходным сечением (µf)р=0,3…0,32 мм2,
давлением начала впрыска Pф0= 27,5 МПа, устанавливались распылители с
iсо=5, dи=6мм, hи=0,3±0,01 мм, (µf)р=0,32…0,34 мм2, Pф0= 25 МПа. Переход
на диаметр иглы 6 мм вместо 4,5 мм объясняется лучшими гидравлическими характеристиками распылителей, особенно это сказывается при
большем числе сопловых отверстий. Снижение давления начала впрыска
топлива до 25 вместо 27,5 МПа осуществлялось исходя из соображений
уменьшения угла опережения впрыска топлива Qвпр и снижения износа
корпуса распылителя.
Большее число сопловых отверстий в распылителе при незначительном увеличении (µf)р и интенсивной топливоподаче (Рвпр»100 МПа) положительно сказывается на дальнобойности факела и существенно увеличивает тонкость распыливания топлива. В итоге, это приводит к повышению
энергии распыла и сокращению продолжительности впрыска φ.
Конструкция впускных каналов опытного дизеля должна обеспечивать
умеренное вихреобразование в цилиндре. В качестве критерия интенсивности вихреобразования для различных дизелей использовалась угловая
скорость вращательного движения воздушного заряда ω:
w=
4´ Μ
2
D ´Q
â
, c-1
где
M – момент количества движения воздушного заряда, Н·м; D – диаметр цилиндра, м; Qв – расход воздуха, кг/с.
Интенсивность вихреобразования в камере сгорания опытного дизеля
уменьшена на 25 % по сравнению с базовым. Это связанно с применением
на опытном дизеле топливной аппаратуры с увеличенным давлением
впрыска и большим числом сопловых отверстий распылителя форсунки, а
также увеличенным диаметром камеры сгорания с 72 до 77 мм при неизменном ее объеме.
В широкой камере сгорания имеет место относительно короткая продолжительность сгорания φсг и более глубокое расширение рабочего тела,
интенсивность тепловыделения (определяемая отношением dx/dφ) в диффузионной области существенно возрастает. Повышенная энергия распыливания топлива обеспечивает меньшее его попадание на стенки камеры
сгорания, т.е. процесс сгорания становится более объемным.
207
С целью уменьшения выбросов NOx были трансформированы фазы газораспределения следующим образом:
впуск:
начало до ВМТ ………………20°
конец после НМТ…………….40°
выпуск:
начало до НМТ ………………50°
конец после ВМТ ……………15°
Рис. 2 . Схема расположения топливных струй в камере сгорания опытного дизеля
Углы наклона распыливающих отверстий в плане/шатре:
1 - (68°/78°); 2 - (140°/78°); 3 – (4°/78°); 4 – (76°/78°); 5 – (148°/78°)
Фазы смещены в сторону опережения на Δφг=5…10° п.к.в. Так, окончание закрытия впускного клапана после НМТ уменьшено на 10° п.к.в., закрытие выпускного после ВМТ - на 5° п.к.в. Если величина открытия выпускного клапана с учетом турбонаддува составляла 60÷70° до НМТ, то
для снижения выбросов NOx, она уменьшается до 45÷50° до НМТ. Без изменения осталось начало открытия впускного клапана - 20° п.к.в. до ВМТ,
это сделано для сохранения эффективного сечения клапанной щели, коэффициента наполнения ηv и снижения затрат на впуске. В целом, полученные фазы газораспределения увеличивают удельный эффективный расход
топлива на 0,5…1 %.
Все вышеперечисленные мероприятия (повышение энергии впрыска,
уменьшение мелкости распыливания, равномерное распределение топлива
208
по объему камеры сгорания, обеспечение высокого коэффициента избытка
воздуха α, увеличение диаметра камеры сгорания) позволяют существенно
снизить удельный эффективный расход топлива по всей скоростной характеристике (рис. 1б). Важно отметить, что высокий α позволяет сгладить
степень ухудшения показателей двигателя по топливной экономичности,
эмиссии NOx и выбросам продуктов неполного сгорания (CH, CO, твердые
частицы) при «недозавихривании» и «перезавихривании» воздушного заряда [3, 4]. В итоге, удельный эффективный расход дизельного топлива на
номинальном режиме составил 208 г/(кВт ч), а на режиме максимального
крутящего момента 199 г/(кВт ч). Оптимальный по экономичности угол
опережения впрыска топлива имеет место 22° п.к.в., при этом эмиссия NOx
- 10,8 г/(кВт ч), выбросы СО - 0,85 г/(кВт ч), СН - 0,5 г/(кВт ч) и твердых
частиц - 0,07 г/(кВт ч). Отсюда видно, что при оптимальном по экономичности угле Qвпр эмиссия окислов азота NOx на 95 % превышает допустимую норму 6 г/(кВт ч) по ГОСТ Р 41.96-2005, и имеется значительный запас по выбросам продуктов неполного сгорания. Снижая угол опережения
впрыска до 16° п.к.в., эмиссия NOx уменьшается до 5,6 г/(кВт ч), а выбросы
продуктов неполного сгорания не превышают предельно допустимые значения: CH - 0,6 г/(кВт ч), СО - 1,7 г/(кВт ч), твердых частиц - 0,14 г/(кВт ч).
При этом ge возрос по скоростной характеристике на 2 ÷ 8 г/(кВт ч) и составил на номинальном режиме 216 г/(кВт ч), а на режиме максимального
крутящего момента - 202 г/(кВт ч).
При уменьшении угла Qвпр произошло снижение максимального давления газов Pz до 14,8 МПа с одновременным ростом температуры выпускных газов перед турбиной до 620 °С.
ВЫВОДЫ
1. Разработан комплекс доводочно-конструкторских мероприятий, позволяющий дизелям Д-3040 производства ОАО «ПО АМЗ» соответствовать требованиям ГОСТ Р 41.96-2005 по удельным выбросам вредных веществ.
2. Существовавший ранее предел интенсификации топливоподачи, после которого дальнейшее увеличение максимального давления впрыска
топлива Pфmax (более 80 МПа) и сокращение продолжительности впрыска φ
считалось нерациональным, как не способствовавшее практическому
уменьшению ge, с введением более жестких экологических требований
существенно возрос.
3. Установлено, что повышение коэффициента избытка воздуха α позволяет снизить степень ухудшения показателей дизеля, как по топливной
экономичности, так и по эмиссии окислов азота NOx, выбросам продуктов
неполного сгорания СО и твердых частиц.
209
4. Предложен переход от «объемно-пленочного» процесса в сторону
«объемного» с более открытой камерой сгорания, реализуемый в первую
очередь с точки зрения оптимизации смесеобразования, а не уменьшения
тепловых потерь в камере сгорания.
ЛИТЕРАТУРА
1. ГОСТ Р 41.96-2005 (Правила ЕЭК ООН №96) Единообразные предписания, касающиеся двигателей с воспламенением от сжатия, предназначенных для установки на сельскохозяйственных и лесных тракторах и внедорожной технике, в отношении выброса вредных веществ этими двигателями.
2. Матиевский Д.Д. Показатели эффективности двигателей внутреннего сгорания и их анализ /Д.Д. Матиевский. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ. 2006. - 79 с.
3. Марков В.А. Токсичность отработавших газов дизелей / В.А. Марков, Р.М. Баширов,И.И. Габитов, В.Г. Кислов. - Уфа: Изд-во БГАУ. - 2000.
– 144 с.
4. Хачиян А.С. Доводка рабочего процесса автомобильных дизелей /
А.С. Хачиян, В.Р. Гальговский, С.Е. Никитин. - М.: Машиностроение.1976.- 104 с.
5. Кульчицкий А.Р. Токсичность автомобильных и тракторных двигателей.- Владимир: Изд-во Владим. гос. ун-та. - 2000. – 256 с.
УЛУЧШЕНИЕ ЭКОЛОГИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ
АВТОМОБИЛЕЙ ВОЗДЕЙСТВИЕМ МАГНИТНОГО ПОЛЯ
НА ПОДАЧУ ТОПЛИВА И ВОЗДУХА В ДВИГАТЕЛЬ
Морозова В. С., Поляцко В.Л. (Южно-Уральский государственный
университет, Челябинск, Россия)
Приводится анализ интенсификации рабочих процессов двигателей
внутреннего сгорания (ДВС) обработкой топлива и воздуха магнитным или
электрическим полем с целью повышения экологических показателей. Показаны результаты снижения содержания токсичных компонентов в отработавших газах ДВС при использовании разработанного авторами способа.
В различных сферах человеческой деятельности широко используются
двигатели внутреннего сгорания (ДВС), которые в настоящее время все еще
являются одними из основных источников загрязнения окружающей природной среды токсичными компонентами отработавших газов.
Несмотря на более чем 100-летнюю историю своего существования, пока
не удается получить экологически чистый ДВС.
210
По информации журнала «Грузовик &» двигатели топливной энергетики
и транспорта сжигают ежегодно на планете приблизительно 12 млрд. тонн углеводородных топлив. Выхлопные газы, образующиеся при этом, и содержащие приблизительно 90 отравляющих веществ (ОВ), весят уже в 15
раз больше, то есть 180 млрд. тонн. Поверхность земного шара составляет
около 0,5 млрд.кв.км. Это говорит о том, что на каждый квадратный километр поверхности земли приходится примерно 360 тонн отравляющих веществ. Особенно высокая концентрация ОВ содержится в приземном слое
атмосферы, почве и на листьях зеленых насаждений вдоль крупных городских магистралей и их пересечениях. Ученые и исследователи всех стран,
производящие и эксплуатирующие ДВС, уже разработали много мероприятий, позволивших сократить за последние 20-25 лет нормы токсичности в
15-20 раз, особенно в таких цивилизованных странах как Япония, США,
Англия, Германия, Франция, Скандинавские страны, Южная Корея и др.
Эти мероприятия включают как различные законодательные нормативные
требования по ужесточению норм выбросов токсичных компонентов с отработавшими газами, так и конструктивные разработки новых совершенных
систем подачи топлива и нейтрализации отработавших газов, а также ужесточение требований к качеству топлив и использование альтернативных
экологически более чистых видов топлива.
Начиная с 80-х годов прошлого столетия ученые России, США, Франции, Германии, Японии разрабатывают мероприятия по интенсификации
рабочих процессов энергетических установок и ДВС обработкой топлива
или воздуха электрическим, магнитным или электромагнитным полем.
В основе предлагаемых способов лежит такое явление физики, как
внутреннее изменение поляризации электронных орбит вещества, помещенного во внешнее магнитное или электрическое поле. То есть, при воздействии внешнего магнитного поля на помещенное в него вещество происходит
переориентация электронных орбит или векторов орбитальных магнитных
моментов. Кроме того, такое явление может способствовать дроблению вещества на более мелкие частицы на молекулярном или атомарном уровне.
Так, в заявке ФРГ[№2921489, 1979г. и №1671934, 1991г]обработку топлива
в ДВС предполагается производить воздействием электрического поля высокого напряжения, создаваемого положительным и отрицательным электродами, помещенного в топливном канале, в результате чего частицы топлива деформируясь превращаются в диполи и приобретают свой значительный электрический момент, который должен способствовать интенсификации протекания рабочего процесса двигателя, повышению его экономичности и снижению токсичности отработавших газов. [ 1,2]
Ряд заявок на изобретения предлагают устройства для магнитной обработки жидкости (топлива для ДВС) путем протекания его через постоянные
211
магниты различной формы, помещенные в различные корпуса и камеры: патент США [№4299701, 1981г].; авторское свидетельство СССР[№1388573,
1988г. ]; патенты России [№2115010, 1998г.; и №2011880, 1994г. ],[3,4,5,6]
Предложен также способ интенсификации работы двигателя внутреннего
сгорания основанный на раздельной предварительной обработке окислителя
(воздуха) и топлива в сильном электрическом поле с последующей интенсивной подачей их в камеру сгорания, после чего при воспламенении топливовоздушной смеси повторно воздействуя на неё также сильным электрическим полем, напряженность и частоту которого регулируют в зависимости от высоты подъема поршня, температуры горения, степени токсичности выхлопных газов. Такая обработка двойным сильным электрическим
полем позволяет образовывать и вводить в горящую топливовоздушную
смесь «свежие» электроны и ионы, что способствует более полному сгоранию смеси за рабочий ход и повышению эффективности процесса сгорания.
Наибольший интерес представляет способ магнитной обработки топлива
или топливной смеси любого химического состава, оформленный патентом
[№2256815, 2005г]. Здесь предлагается обрабатывать топливо магнитным полем, пропуская его через систему постоянных кольцевых магнитов, соосно
установленных друг за другом с зазором и обращенных друг к другу одноименными полюсами, как внутри магнитов, так и через периферийную
камеру вдоль наружной цилиндрической поверхности постоянных магнитов, что позволяет повысить полноту сгорания топлива, дополнительно
улучшить топливную экономичность и снизить выбросы токсичных веществ
с отработавшими газами двигателя. Это изобретение было положено в основу
полезной модели, разработанной и изготовляемой фирмой «ЭКО - АТОМ»
в виде устройства «Магнитотрон - С». Это устройство состоит из 33 рабочих элементов, где топливо, проходя через магнитную систему, приобретает
турбулентное течение с одновременной поляризацией ядер атомов, изменением физико-химических свойств в виде уменьшения вязкости и поверхностного натяжения, дроблением на мельчайшие частицы, что содействует более эффективному процессу сгорания, снижению образования нагара
и препятствует выбросу недоокислившихся токсичных газов. По данным
московской фирмы «Конверсия», испытания магнитотрона в автомобиле
«Волга» на специальном роликовом стенде показали уменьшение содержания СО в отработавших газах в условиях режима «стояние у светофора»
(частота вращения коленчатого вала 550мин-1) с магнитотроном на 54%, в
режиме движения со скоростью 15км/ч уменьшение составляет 34%, в режиме движения со скоростью 60 км/ч - 46%.[7].
В настоящее время известно более 300 изобретений по повышению экономических и экологических показателей ДВС обработкой топлива и воздуха
магнитным и электрическим полем, что доказывает целесообразность работ
212
по данному направлению интенсификации рабочего процесса с разработкой наиболее простых методов такой обработки и её конструктивного
воплощения.
Разработанный нами способ интенсификации работы ДВС воздействием
магнитного поля на топливо и окислитель отличается от других как раз простотой своего исполнения. Проект находится в настоящее время в стадии
рассмотрения патентной заявки на изобретение.
Использование этого способа на автомобиле НИВА при испытании на
режиме минимальной частоты вращения коленчатого вала 700 мин-1 показало
снижение содержания в отработавших газах:
- оксида углерода СО - на 60%,
- СnНm - на 77,5%,
- окислов азота NОХ - на 49%.
Эти данные получены уже при небольшой напряженности магнитного
поля.
ЛИТЕРАТУРА
1. Заявка 2921498 ФРГ, МПК Е 02 D 29/02 Патентование способа обработки топлива/Wahrendorf York ,Frnzel Herbert, Ambrosch Adolf,
Rasmussen Knud Anker, Seibert Horst, Dieckmann Horst (D)№ - Р2921489.9.
Заявлено 26.05.79. Опубликовано 20.12.1979
2. А.с.1671934 SU, МПК F02M27/04. Устройство для обработки топлива /Захватов Е.М., Масленников К.Н., Дмитриев О.В.(SU). №4759428/06. Заявлено 20.11.89. Опубликовано 23.08.1991. Бюл.№ 31
3. Патент 4299701 US,МПК В01D35/06 Способ магнитной обработки
жидкости/Raymond K. Garret, John G. Fifield (USA)№115,211 Заявлено
25.01.80. Опубликовано10.11.1981г.
4. А.с. 1388573 СССР,МПК F02M27/04. Устройство для магнитной обработки жидкости/ Окружко Н.Ф., Колесникова Г.Н., Окружко А.Ф., Штукин Е.Н.(SU). - № 4055326/25 – 06. Заявлено 16.04.86. Опубликовано
15.04.1988. Бюл.№14
5. Патент 2115010 РФ. МПК F02M27/04 Устройство для магнитной
обработки жидкости/Ткаченко Ю.П.(РФ). - №96120844/06. Заявлено
25.10.96. Опубликовано 10.07.1998.
6. Патент 2011880 РФ МПК F02M27/04 Устройство для магнитной обработки топлива двигателя внутреннего сгорания/Ворожейнов А.И., Цибанов С.Г., Скрипник Е.А., Мищенко П.П. (РФ). - №5009408/06. Заявлено
08.07.92. Опубликовано 30.04.1994.
7. Патент 2256815 РФ. МПК F02M27/04. Изобретение «Магнитотрон»/
Голиков Ю.И (РФ). - № 2003137054/06. Заявлено 24.12.2003. Опубликовано 20.07.2005.
213
ВЛИЯНИЕ ОБРАБОТКИ ТОПЛИВА СТАЦИОНАРНЫМ
МАГНИТНЫМ ПОЛЕМ НА ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
СРЕДНЕОБОРОТНОГО ДИЗЕЛЯ
Ганин Н.Б. (Санкт-Петербургский государственный университет водных
коммуникаций, Санкт-Петербург, Россия)
Представлены результаты испытания магнитного устройства, выполненные на одноцилиндровом отсеке 1ЧН26/26. Магнитное устройство
представляет собой три последовательно расположенных постоянных
кольцевых магнита, которые установлены перед топливным насосом высокого давления. В результате испытаний заметно увеличилась дымность
отработавших газов, причем как в единицах Бош, так и в единицах Хартридж при незначительном снижении удельного расхода топлива.
На магнитные устройства, пропускающие через себя поток топлива, в
постоянных и переменных магнитных полях, получены многочисленные
авторские свидетельства и патенты. В них утверждается, что их использование приводит к улучшению экономичности и снижению токсичности
отработавших газов. Обработке топлива магнитным полем посвящено немало публикаций, в основном рекламного характера.
Математическую модель сгорания омагниченного топлива в ближайшем будущем вряд ли удастся построить ввиду исключительной сложности и не изученности природы самого процесса сгорания. В этом случае
экспериментальный метод остается единственно возможным.
В ЦНИДИ на отсеке 1ЧН26/26 проведены исследования по выявлению закономерностей между магнитной обработкой дизельного топлива и
параметрами рабочего процесса: удельным расходом топлива, максимальным давлением сгорания, температурой и дымностью отработавших газов.
На рис. 1 показана схема магнитного устройства, которое представляет
собой три последовательно установленных кольцевых магнитов 1 в неметаллическом корпусе 2, состоящий из двух половинок. Неметаллические
заглушки 3, установленные на двух концевых магнитах, обеспечивают необходимую циркуляцию топлива между разнополярными плоскостями
магнитов. Две половинки неметаллического корпуса заключены в металлическую оболочку 4, закрепленную винтами.
Схема размещения магнитного устройства, в топливной системе стенда, изображена на рис. 2. Топливный насос низкого давления 1 подает топливо из бака 2 на вход магнитного устройства 3 и на двухходовой кран 4.
Выход магнитного устройства соединен с двухходовым краном, после которого топливо поступает в топливный насос высокого давления 5 и на
214
форсунку 6.
4
N S
N S
3
N S
1
2
Рис. 1. Схема магнитного устройства
4
3
1
2
6
5
Рис. 2 . Схема размещения магнитного устройства
Порядок проведения испытаний следующий. В период прогрева двигателя и выход на заданный режим, топливо проходит через магнитное
устройство так, как это показано на схеме. После записи показаний приборов магнитное устройство отключалось, путем поворота двухходового
крана на 90° и поток топлива в ТНВД направлялся в обход магнитного
устройства. Затем снимались показания приборов, которые фиксировались
в журнале испытаний. После чего двигатель переключался на следующий
режим работы, и описанная процедура повторялась.
В процессе испытаний по тепловозной характеристике регистрировались следующие параметры рабочего процесса: be – удельный расход топлива г/(кВт×ч); Pmax – максимальное давление сгорания МПа; Tq – температура отработавших газов за цилиндром °С; Hg – дымность отработавших
газов прибором Хартридж (Hg) %; Bosh – дымность отработавших газов
215
прибором Бош (Bosch) ед. Бош.
Результаты испытаний магнитного устройства показаны на рис. 3.
Hg
%
40
Hg
Тq
°С
Тq
600
30
500
20
Bosch
ед.
3,0
Bosch
.
bе
г/ (кВт.ч)
270
2,0
Рmax
МПа
14,0
be
Pmax
250
230
10,0
210
50
100
150
200
Без магнитного устройства
250
Ре
кВт
С магнитным устройством
Рис. 3. Результаты испытаний по тепловозной харакетристике
Заметного улучшения топливной экономичности, при использовании
магнитного устройства обнаружить не удалось. Хотя снижение удельного
расхода топлива и составило в среднем 1г/(кВт.ч) по всей характеристике
или около 0,8%. Учитывая, что эта величина соизмерима с погрешностью
измерения, то нет оснований считать, что данная схема магнитной обработки дизельного топлива улучшает экономичность двигателя пригодной
для практического использования.
Однако для того, чтобы дать более точную статистическую оценку необходимо выполнить дисперсионный анализ. В табл. 1 представлены экспериментальные данные измерения удельного расхода топлива в зависимости от мощности двигателя.
216
Таблица 1
Влияние магнитного устройства на удельный расход топлива
Удельный эффективный расход топлива
г/(кВт.ч), при наличии или отсутствии
магнитного устройства
Эффективная мощность, кВт
С магнитным устройством
Без магнитного устройства
33
70
136
207
275,9
274,2
272,4
276,7
275,3
273,6
240,2
241,1
240,6
241,2
240,9
240,5
217,3
217,8
218,3
220,5
222,4
221,5
212,6
212,0
211,5
213,5
213,4
214,2
Выполненный однофакторный дисперсионный анализ, данных таблицы при доверительной вероятности 0,95, показал значимое влияние магнитного устройства лишь на режимах 136 и 207 кВт.
Использование магнитного устройства заметно увеличивает дымность
отработавших газов, причем как в единицах Бош, так и в единицах Хартридж. Дисперсионный анализ подтвердил, с доверительной вероятностью
0,95, наличие влияния магнитного устройства на увеличение дымности
отработавших газов по всей характеристике.
Влияние магнитного устройства на температуру отработавших газов
установлено лишь для режимов 70 и 136 кВт, а на максимальное давление
сгорания только на режиме 207кВт. На остальных режимах влияние магнитного устройства не выявлено.
Следует отметить, что магнитная обработка топлива имеет сложный
механизм воздействия на процесс сгорания и во многом до конца не ясный. Однако известно, что увеличение дымности отработавших газов связано с присутствием в них частиц твердого углерода (сажа), который образуется при пиролизе топлива в процессе сгорания. При пиролизе ускоряется процесс дегидрирования, т.е. отщепление атомов водорода от молекулы
углеводорода, и благодаря этому резко увеличивается выделение свободного углерода. Следовательно, можно предположить, что магнитная обработка топлива может влиять на процесс дегидрирования углеводородного
топлива, но его механизм остается неизвестным. Для выявления механизма влияния магнитной обработки топлива необходимо проведение дополнительных фундаментальных исследований.
ЛИТЕРАТУРА
1. Лернер, М.О. Химические регуляторы горения моторных топлив /
М.О. Лернер. – М.: Химия.- 1979. – 224с.
217
Тихоокеанский
государственный
университет
Дальневосточный
государственный
университет путей
сообщения
Топливная аппаратура
дизелей
РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ ТЕЧЕНИЯ
ТОПЛИВА В ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ НАСОСА
ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ ДИЗЕЛЯ Д49
Коньков А.Ю., Кочерга В.Г., Яранцев М.В. (Дальневосточный
государственный университет путей сообщения, Хабаровск, Россия)
Приведена методика определения некоторых важнейших показателей течения топлива в проточной части насоса высокого давления с использованием программы COSMOSFloWorks. Полученные результаты
расчетного исследования позволяют уточнить существующие модели
гидродинамического расчета топливной аппаратуры за счет учета неравномерности распределения давления на поверхность клапана и учета
влияния скоростного режима течения на коэффициент расхода дросселирующих отверстий.
Математическое моделирование работы топливной аппаратуры (ТА)
дизеля является основным инструментом инженера при проектировании,
исследовании и диагностировании работы ее главнейших элементов: топливного насоса высокого давления (ТНВД) и форсунки. Достоверность результатов расчета является главным критерием, предъявляемым к этим
моделям. Неудивительно, что задача уточнения расчета ТА остается актуальной уже на протяжении нескольких десятилетий. Приходится констатировать, что в числе прочих, причиной такого положения дел является недостаточная изученность гидродинамических процессов, сопровождающих
впрыскивание топлива в дизеле. Вместе с тем, появление программных
средств, реализующих современные методы расчета трехмерного течения
жидкости в форме общеинженерных приложений, позволяет исследователям изучить некоторые недоступные ранее аспекты работы топливной аппаратуры. Примером такого программного продукта является программа
«COSMOSFloWorks», реализующая для трехмерного описания течения
среды разновидность метода конечных элементов – метод конечных объемов [1].
Проведенный анализ работ, посвященных уточнению математической
модели процесса впрыскивания, определил направление и задачи настоящего исследования. Во-первых, это уточнение расчета силы, действующей
на нагнетательный клапан ТНВД. Во-вторых, получение расчетных зависимостей коэффициента расхода дросселирующих отверстий в зависимости от скоростного режима течения топлива.
Рассмотрим обоснование такой постановки задач нашей работы.
221
Первое. Расчет силы, действующей на клапан ТНВД, во всех рассмотренных нами литературных источниках предлагается выполнять так, будто
бы действительно существует граница, отделяющая полость над клапаном
от полости под ним, с разных сторон которой давление меняется скачкообразно. Очевидно, что так может быть только в случае, когда клапан находится в закрытом положении и течение топлива отсутствует. В противном
случае эта граница весьма условна, а движение топлива (даже установившееся) приводит к неравномерному распределению давления на грани
клапана. В работе [2] указывается на несоответствие подобного подхода
экспериментальным данным для силы, действующей на иглу форсунки.
Отсутствие в литературе подобных данных по клапану ТНВД совсем не
означает отсутствие проблемы, а связано с тем, что экспериментальное определение силы, действующей на клапан ТНВД, значительно более сложная задача по сравнению с измерением силы, действующей на иглу форсунки.
Второе. Результаты расчета рабочего процесса в топливной системе
существенно зависят от коэффициентов расхода дросселирующих отверстий [3]. Считать их постоянными можно только в первом приближении.
Экспериментально для сопловых отверстий форсунки установлено, что величина коэффициента расхода определяется скоростным режимом течения
и может быть представлена в виде зависимости от числа Рейнольдса m =
f(Re). Характер этой зависимости – типичный для большинства гидравлических сопротивлений, для которого можно выделить две области: с существенным влиянием числа Re и автомодельную область при Re>Reкр, когда
m=const. Однако, как справедливо отмечает проф. Грехов Л.В. [3], действительный процесс впрыскивания протекает в основном в области автомодельности. Это объясняет, почему авторы большинства моделей не учитывают влияние числа Re на величину коэффициента расхода. Но так дело
обстоит только для сопловых отверстий форсунки. Для кольцевой щели
клапана ТНВД впрыскивание происходит при числах Рейнольдса много
меньших Reкр, и пренебрегать влиянием скоростного режима на изменение
коэффициента расхода в этом случае нельзя.
Существенным ограничением используемой в наших исследованиях
программы COSMOSFloWorks является невозможность моделирования течения двухфазной среды. По данным проф. Трусова В.И. [4] зависимость
коэффициента расхода сопловых отверстий весьма существенно зависит от
фазового состояния топлива. В работе [4] предложено учитывать эту зависимость аппроксимирующими уравнениями в функции от числа кавитации
K=(P1-P2)/P2 , где Р1 и Р2 – соответственно давление до и после отверстия.
При этом экспериментально установлено, что при значениях K меньших
1,5…1,8 влияние K на коэффициент расхода сопловых отверстий отсутст-
222
вует (явления кавитации не наблюдается). Логично предположить, что
критические значения K для кольцевой щели клапана будут близки к указанным значениям. Хотя и нет экспериментальных подтверждений этим
данным, из опыта эксплуатации известно, что кавитационный износ поверхностей клапана ТНВД, работающего при K < 0,5, явление крайне редкое. Все вышесказанное позволяет предположить более весомое влияние
на коэффициент расхода клапанной щели скоростного режима (числа Re),
а не числа кавитации K. Исследованию этого вопроса не препятствуют допущения, принятые в программе COSMOSFloWorks.
При расчете силы, действующей на клапан ТНВД, использовалась
трехмерная модель клапанного узла ограниченная плоскостями со стороны
штуцера и надплунжерного пространства. В качестве граничных условий
для проведения расчета задавались давление (на входном отверстии) и
массовый расход топлива (на выходном отверстии). Сила, действующая на
клапан ТНВД, вычислялась как произведение разности давлений, действующих со стороны плунжера и штуцера, на большую площадь клапана.
Основное отличие данного расчета силы от общепринятого состоит в том,
что при использовании COSMOSFloWorks появляется реальная возможность определения разности давления, действующей на различные грани
клапана, с учетом трехмерного течения топлива в реальной рассматриваемой геометрии клапанного узла.
На первоначальном этапе расчетного исследования было установлено,
что интересующее нас различие в результатах расчета силы по разным методикам не зависит от абсолютной величины давления, заданного на границе расчетной области, а определяется перепадом давления и положением подвижных элементов узла. Поэтому, в программе расчетного эксперимента было предусмотрено варьирование величиной задаваемого расхода в
таких пределах, чтобы обеспечить диапазон чисел Re=50…6000.
Расчет проводился для различных подъемов клапана ТНВД как при
прямом (положительном), так и при обратном (отрицательном) направлении течения топлива.
Программой проведения расчетного эксперимента предполагалось определение следующих величин: среднее давление и плотность топлива в
характерных объемах; массовый расход топлива во входном и выходном
каналах; сила, действующая на клапан ТНВД вдоль его оси. Далее, на основании полученных данных, с использованием известных уравнений определялись: скорость потока топлива в узком сечении; число Re; ΔF – расхождение величины силы от общепринятого расчета. Результаты расчета
этой поправки в зависимости от подъема клапана, направления течения и
числа Re представлены на рис.1.
223
∆F , Н
80
h к=0,1
60
h к=0,2
40
h к=0,3
20
h к=1,5
0
h к=1,5
-20
h к=0,3
h к=0,2
-40
-60
h к=0,1
-80
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
Прямое направление
3500
4000
4500
5000
5500
6000
Re
Обратное направление
Рис.1. Зависимости ∆F от числа Re при различных подъемах клапана hк
Анализ полученных данных показал, что наиболее просто и точно расчетные точки аппроксимируются уравнением вида
DF = Fо - F = a × Re 2 ,
(1)
где Fо – сила, рассчитанная по общепринятой методике; F – сила, полученная в ходе расчетного эксперимента; a – коэффициент, зависящий от величины подъема клапана и направления движения топлива.
С целью удобства практического использования полученных результатов, значения коэффициентов a в уравнении (1) можно представить аппроксимирующими функциями. Тогда расчет F, Н для ТНВД дизеля Д49
можно осуществить следующим образом
ì F = Fо - a × Re 2
ï
-0 ,7172
(2)
4,737 × 10 -7 × hк
при e = 1
í
a
=
ï
- 3,67 × 10 -6 × e -9 ,39×hк - 6,625 × 10 -7 × e -0 ,5986×hк при e = - 1,
î
где hк – величина подъема клапана, мм; ε – единичная функция, зависящая
от направления движения топлива; для прямого направления течения топлива ε = 1; для обратного направления течения топлива ε = -1.
Как отмечалось выше, в общепринятом расчете полагается, что клапан,
в условном сечении делит полость на два объема, давления в каждом из
которых, являются постоянными. Но полученные результаты показывают,
224
что реальное распределение давления в этих объемах отличается от такого
предположения (рис. 2).
Вида А (увеличено)
3,400e+007
3,385e+007
3,370e+007
3,355e+007
3,340e+007
3,325e+007
3,310e+007
3,295e+007
3,280e+007
3,265e+007
3,250e+007
Давление [Па]
А
Рис.2. Картина распределения полей давления в полости нагнетательного клапана для
прямого направления течения топлива (hk=0,4 мм; ∆p=1,16 Мпа; F=18,25 Н; Fо=39,7 Н;
Re=5000)
При движении потока топлива в кольцевой щели происходит увеличение скорости, а, следовательно, и уменьшение давления на коническую
часть клапана ТНВД (рис. 2). Вследствие этого сила F, полученная в ходе
расчетного эксперимента, значительно меньше расчета, который проводился без учета распределения полей давления. Также, на разницу между
силами Fо и F влияет дополнительное гидравлическое сопротивление, создаваемое изменением направления течения топлива в отверстиях клапана.
Отмеченная особенность характерна для прямого течения топлива, а при
обратном течении, напротив, уточненный расчет силы дает большие значения по сравнению с общепринятым расчетом.
Параллельно с задачей определения действительной силы, действующей на клапан ТНВД, производился расчет коэффициента расхода mк через
кольцевую щель между конусом и седлом клапана в зависимости от числа
Re для различных подъемов клапана, результаты которого для прямого направления течения топлива представлены на рис. 3.
Как видно из рисунка, полученные данные хорошо согласуются с общепринятыми представлениями о природе коэффициента расхода подтвержденными многочисленными экспериментами. Увеличение числа Re,
сопровождающееся образованием вихревых зон и ростом потерь на сжатие
225
струи, одновременно приводит к росту mк. При завершении формирования
течения с отрывом пограничного слоя рост mк практически прекращается.
По полученным данным критические значения числа Re лежат в пределах
300…1000 и зависят от подъема клапана. Вероятно, тенденцию роста mк и
смещения Reкр в сторону больших значений при малых подъемах hк, следует отнести к влиянию удельной толщины пограничного слоя.
Аналогичные представленным на рис.3 данные были получены и для
обратного направления течения топлива.
μк
1
h к=0,3
0,9
0,8
0,7
h к=0,5
0,6
h к=0,7
0,5
h к=0,9
0,4
0,3
h к=1,5
0,2
0,1
0
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
3500
4000
4500
5000
5500
6000
Re
Рис.3. Зависимости изменения mк от числа Re при различных подъемах клапана hк для
прямого направления течения топлива
Полученные для выборочных режимов данные достаточно точно аппроксимируются уравнением вида
μ = a × e b×Re + c × e d ×Re ,
(3)
где a, b, c, d – коэффициенты, зависящие от величины подъема подвижных
элементов и направления течения топлива.
Полученные в ходе расчета значения коэффициентов были аппроксимированы следующим образом в зависимости от величины подъема клапана ТНВ. (табл. 1).
Для представления полной картины процессов, протекающих в проточной части ТНВД также был произведен расчет коэффициента расхода
по отсечному и наполнительному отверстиям гильзы плунжера при перекрытии их верхней и нижней отсечными кромками плунжера. Расчет выполнялся для процесса наполнения и отсечки топлива.
226
Таблица 1
К расчету коэффициентов a, b, c, d для определения коэффициента расхода
кольцевой щели клапана по уравнению (3)
Направление течения
топлива
Прямое
Обратное
p1 × e p2 ×hk + p 3 × e p4 ×hk
Коэффициент
a
c
р1
р2
1,021
-0,7346
-3,754
-4,18
b
d
a
c
0,7813
-0,7524
b
d
р3
0,5842
-0,311
-6
16,952 × 10
-0,0069204
-3,101
0,6241
-3,708
-0,314
-6
17,324 × 10
-0,007099
р4
-0,5423
-0,5572
-0,4587
-0,385
В расчете рассматривалась ограниченная геометрия плунжерной пары
ТНВД дизеля Д49. В качестве граничных условий были заданы давление и
массовый расход топлива соответственно на входных и выходных отверстиях.
В результате данного расчета были выявлены зависимости изменения
коэффициента расхода отсечного и наполнительного отверстий гильзы
плунжера в зависимости от величины подъема плунжера. Характер изменения коэффициента расхода от числа Re для этих отверстий аналогичен
представленному на рис.3. А расчитаные режимные точки также достаточно точно аппроксимируются уравнением вида (3). Значения соответствующих коэффициентов для решения уравнения (3), применительно к отсечному и наполнительному отверстиям, приведены в табл. 2.
Таким образом, выполненное расчетное исследование и аппроксимация его результатов позволяют сравнительно легко уточнить гидродинамический расчет ТА. Необходимо отметить, что с практической точки зрения вместо функции m(h, Re) целесообразнее получение зависимостей вида
mf(h, Re), т. е эффективного проходного сечения отверстия, а не его коэффициента расхода. Такой подход позволит избежать технических ошибок в
расчете площадей отверстий и создаст предпосылки к большей универсальности программного модуля гидродинамического расчета.
227
Таблица 2
К расчету коэффициентов a, b, c, d для определения коэффициента расхода
наполнительного и отсечного отверстий гильзы плунжера
Перекрытие
КоэффиАппроксимирующая функция
отверстия
циент
p1 × e p2 ×hп + p 3 × e p4 ×hп
a
Верхней отсечной кромкой
Нижней отсечной кромкой
р1
0,7363
р2
0,04592
р3
4,369 ×10 -7
р4
4,669
p1 × hп3 + p 2 × hп2 + р 3 × hп + р 4
р1
b
d
c
a
c
b
d
2,849 ×10 -6
р2
- 4,657 ×10 -6
0,001025
р3
- 2,434 ×10 -6
-0,003804
-0,0007947
-0,54044
0,09085
-0,3205
0,1147
-0,2856
-0,01206
-0,01213
6,426 ×10 -7
р4
- 1,616 ×10 -6
-0,007164
1,078
-0,283
-0,0067466
ВЫВОДЫ
1. Разработаны методики определения погрешности расчета силы, действующей на клапан, и определения коэффициентов расхода дросселирующих отверстий произвольной формы на основе трехмерной модели однофазового течения топлива, реализованной в программе COSMOSFloWorks.
2. Получены практически значимые данные для уточнения гидродинамического расчета ТА дизеля Д49.
ЛИТЕРАТУРА
1. Алямовский А.А. SolidWorks. Компьютерное моделирование в инженерной практике / А.А. Алямовский, А.А. Собачкин, Е.В. Одинцов, А.И.
Харитонович, Н.Б. Пономарев. – СПб.: БХВ – Петербург.- 2006. – 800 с.
2. Астахов И.В. Топливные системы и экономичность дизелей / И.В.
Астахов, Л.Н. Голубков, В.И. Трусов. – М.: Машиностроение. - 1990. –
288 с.
3. Грехов Л.В. Топливная аппаратура и системы управления дизелей:
учеб. для вузов / Л.В. Грехов, Н.А. Иващенко, В.А. Марков. – М.: ЛегионАвтодата.- 2004. – 344 с.
4. Трусов В.И. Форсунки автотракторных дизелей / В.И. Трусов, В.П.
Дмитриенко, Г.Д. Масляный. – М.: Машиностроение. - 1977. – 166 с.
228
РАСЧЕТНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЦИОНАЛЬНОЙ КОМПОНОВКИ
ПРИВОДА НАСОСА 6ТН9x10Т ПРИ РАБОТЕ С ПОВЫШЕННЫМИ
ЦИКЛОВЫМИ ПОДАЧАМИ
Макушев Ю.П., Михайлова Л.Ю. (Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия, Омск, Россия)
В работе рассмотрено влияние конструктивных и регулировочных
параметров привода плунжера насоса высокого давления типа 6ТН9x10Т
на интенсивность процесса впрыска топлива при повышенных цикловых
подачах и допустимых нагрузках в паре кулачок-ролик и направляющей
толкателя.
1. Задачи исследования
Наиболее эффективным путем форсирование современных дизелей по
мощности без существенного изменения его габаритов и массы, при сохранении уровня инерционных нагрузок, при данной тактности двигателя,
осуществляется путем повышения плотности заряда. Это достигается применением газотурбинного наддува и при одновременном повышении цикловой подачи топлива.
Подача топлива за цикл (qц) зависит от удельного расхода топлива
(qe), эффективной мощности двигателя (Ne), числа цилиндров (i), частоты
вращения вала насоса (n), плотности топлива (r) и определяется выражением
qц =
qe × N e ×1000 3
, м /цикл.
i × n × r × 60
(1)
Литровая мощность автомобильных и тракторных дизелей с наддувом
превысила 20 кВт, а подача топлива за цикл – 140 мм3.
За счет применения газотурбинного наддува, например, эффективная
мощность двигателей КамАЗ – 740.50-360 повышена до 265 кВт, при цикловой подаче 150 мм3 и частоте вращения вала насоса 1100 мин-1. Увеличение подачи топлива в 2 раза привело к повышению нагруженности привода насоса высокого давления.
В топливных насосах высокого давления широкое применение получили кулачки с тангенциальным профилем. Данный профиль образован
двумя окружностями, соединенными касательными. Плавный переход ролика с касательной на окружность осуществляется за счет радиуса скругления. От величины радиуса скругления зависят контактные напряжения в
паре кулачок-ролик, которые определяются по формуле Герца
229
s к = 0,418
F ×E
,
b × R3
(2)
где F – сила, действующая в сопряжении кулачок-ролик; E – модуль упругости (зависит от материала); b – ширина ролика; R3 – радиус скругления
профиля кулачка.
Для обеспечения высокой экономичности и минимальной токсичности
отработавших газов топливная аппаратура должна обеспечивать впрыск
топлива под высоким давлением (60 – 80 МПа) и минимальной продолжительностью (8 – 10 градусов поворота вала насоса). При этом нагрузка на
детали насоса и форсунок должна лежать в пределах, обеспечивающих их
надежность и долговечность (не менее 10 тыс. ч.).
При интенсификации процесса впрыска нагрузка на привод насоса
резко возрастает, что ускоряет износ пары «кулачок-ролик» и направляющей толкателя.
Целью данной работы является расчетное определение нагруженности
привода насоса высокого давления при работе с повышенными цикловыми
подачами топлива. Расчетные исследования выполнялись по методике [1],
которая позволила оценить влияние радиуса скругления профиля кулачка
(R3) и момента геометрического конца нагнетания (ГКН) от пика скорости
(Dhгкн) на интенсивность впрыскивания и нагруженность привода.
Задачей исследования было получение различной интенсификации
процесса впрыска топлива при допустимых нагрузках в приводе насоса
высокого давления.
2. Влияние параметров привода насоса на его нагруженность
и интенсивность впрыска
Расчеты выполнялись для топливной системы (ТС) с насосом высокого давления 6ТН9x10Т и форсункой 6А1 (Алтайдизель).
Основные параметры ТС: диаметр и ход плунжера – 9x10 мм; цикловая подача – 145 мм3; частота вращения кулачкового валика на номинальном режиме – 16 с-1; тип профиля кулачка – тангенциальный; радиус начальной окружности кулачка (R4) – 16 мм; длина и внутренний диаметр
топливопровода высокого давления – 900 мм, 2 мм; тип нагнетательного
клапана – перьевой; диаметр нагнетательного клапана – 6 мм; разгрузочный объем нагнетательного клапана – 80 мм3; максимальное эффективное
проходное сечение распылителя – 0,30 мм2.
На рис. 1 показана схема сил, действующих в паре тангенциальный кулачок – цилиндрический ролик. Для серийного кулачка с радиусом
скругления R3, равным 4,8 мм, подача топлива заканчивалась за 0,1 – 0,5
мм до пика скорости.
230
Рис. 1. Схема сил, действующих в кинематической паре «кулачок-ролик»:
Q – сила, действующая на направляющую толкателя; G – сила, действующая по оси
плунжера; F – сила, действующая в сопряжении кулачок-ролик; jм – угол,
при котором скорость плунжера максимальна; R0 – радиус ролика толкателя;
R3 – радиус скругления кулачка.
На рис. 2 показано изменение хода плунжера (hп), скорости плунжера
(Сп) и контактных напряжений (sк) в паре «кулачок-ролик» от момента начала подъема плунжера до ВМТ профиля кулачка. Начало впрыска топлива форсункой должно осуществляться за 36 градусов до ВМТ кулачка. С
учетом запаздывания впрыска геометрическое начало нагнетания (jгнн) начинается примерно за 40 градусов до ВМТ кулачка.
Если принять, что при положении плунжера в НМТ его торец находится у нижней кромки впускного отверстия, то геометрическое начало нагнетания начнется после закрытия отверстия диаметром 3 мм.
231
Рис. 2. Характер изменения перемещения, скорости плунжера и контактных напряжений в паре «кулачок-ролик» от угла поворота вала насоса (nн = 16 с-1, qц = 145 мм3): Cп –
скорость плунжера; hп – ход плунжера; sк – контактные напряжения
в паре кулачок-ролик
При ходе плунжера 10 мм рабочий ход плунжера будет составлять 7
мм. Для обеспечения интенсивного впрыска топлива скорость плунжера на
участке нагнетания должна быть максимальной. Для серийной регулировки насоса максимальное значение пика скорости достигает 34,65 градуса
от начала подъема плунжера. Ход плунжера при этом будет составлять 5,5
мм от НМТ плунжера. Данное положение плунжера с максимумом скорости принимаем за начало отсчета (нуль). Для оценки влияния геометрического конца нагнетания (ГКН) введем параметр Dhгкн, который характеризует ход плунжера в мм от пика скорости до ГКН (до момента перехода
ролика на участок с радиусом R3). Завершение подачи топлива до пика
скорости принимается со знаком «плюс», после – со знаком «минус». Изменением величин Dhгкн и R3 исследовалось их влияние на интенсивность
впрыска (Pф max, jв) и нагруженность привода (s к max, qн max).
Варьирование величиной R3, при одном и том же значении Δhгкн, позволило сравнивать параметры процесса впрыскивания при равном удалении геометрического конца нагнетания от момента перехода на участок с
профилем R3, который является наиболее напряженным. Серия расчетов
для различных значений величины Δh гкн проводилась с целью построения
зависимостей параметров топливоподачи и нагруженности привода при
постоянном радиусе R3. Изменение Δh гкн в диапазоне от 2,0 мм до -2,0 мм
232
представляет собой область возможных регулировок топливоподающей
системы.
На рис. 3 показано влияние параметров Dhгкн и радиуса скругления R3 на процесс
впрыска топлива у форсунки.
Если проанализировать работу
топливоподающей аппаратуры
по этим графикам при серийной комплектации и регулировке (R3 = 4,8 мм, Δhгкн = 0,1
– 0,5 мм) то можно отметить
следующее:
– величина максимального
давления топлива перед распыливающими отверстиями
(Р/ф max) находиться в переделах 36 – 40 МПа и при продолжительности впрыскивания (φв) равной 12 – 13 градуса
по углу поворота вала насоса;
– уменьшение радиуса R3 приводит к значительному росту
давления Р/ф max, что объясняется большими значениями
средней скорости плунжера за
время активного хода;
Рис. 3. Влияние Δhгкн и R3 на интенсивность процесса впрыска топлива
– продолжительность впрыскивания снижается по углу поворота вала насоса, по причине возросших давлений перед распыливающими отверстиями;
– по мере увеличения количества топлива поданного с падающими скоростями (отрицательные значения Δhгкн) величина Р/ф max начинает снижаться,
особенно при малых значениях R3.
На рис. 4 показано влияние параметра Δh гкн и радиуса скругления R3 на
нагруженность привода. Для серийной комплектации и обеспечения заданной цикловой подачи величина максимальных контактных напряжений
в паре «кулачок-ролик» (s кmax) не превышает 1700 – 1800 МПа, а максимальные удельные давления на направляющую толкателя (q н max) 8-9 МПа.
233
Из анализа рис. 3 и 4 следует, что
интенсивный впрыск обеспечивается при максимальной скорости нагнетания, которая обеспечивается в зоне пика скорости и
малой величины R3. Давление Рф
max более 46 МПа, а продолжительность впрыскивания jв менее 12 градусов поворота валика
насоса. Но при данных параметрах впрыска топлива значения sк
max и qн max достигают, соответственно, 2800 МПа и 12,5 МПа.
Для обеспечения долговечности
привода насоса [sк max] и [qн max]
не должны превышать 2000 –
2200 МПа и 10 – 11 МПа. За начало появления дефекта в приводе насоса принимается разрушение поверхности контакта площадью не менее 6 мм2. Для
уменьшения sкmax увеличивают
длину линии контакта между кулачком и роликом, применяют
более прочные материалы. Замена прямых фасок на закругленные снижает контактные напряРис. 4. Влияние Δhгкн и R3
жения в 1,8 раза [2]. Для равнона нагруженность привода насоса
мерного распределения напрявысокого давления
жений в паре «кулачок-ролик»
рекомендуется бочкообразный
плавающий профиль ролика.
Для надежной работы привода необходим постоянный контакт в паре
«кулачок-ролик». Если силы инерции (Pj) больше силы пружины (Рпр), то
возникает отрыв ролика от толкателя. На рис. 5 показана зависимость Pj и
Pпр от величины R3. При R3 менее 3,5 мм начинается отрыв ролика от толкателя. Отрыв ролика исключается установкой пружины с большей жесткостью.
234
На рис. 6 представлены зависимости
величины
хода
плунжера,
соответствующие
геометрическому началу нагнетания (h гнн), от величины радиуса R3 для различных регулировок Dh гкн. Для серийной
комплектации и регулировки
величина h гнн находится в пределах 2,5-2,7 мм от начала
подъема плунжера.
Характер изменения hгнн в
зависимости от R3 линейный.
Величина гнн определяется при
Рис. 5. Зависимость Pj и Pпр
конкретных значениях радиуса
от величины R3
R3 и величины Dhгкн при условии сохранения заданной продолжительности впрыскивания.
У исследуемого насоса диаметр впускного окна равен 3 мм. Если принять
допустимое перекрытие окна равным 1 мм, то ограничение по допустимой
величине подъема плунжера до геометрического начала нагнетания (ограничение по h гнн) будет [h гнн] ³ 2,0 мм.
Для доводки и совершенствования топливной аппаратуры рекомендуется применение совмещенного графика – [3], который позволял бы выбирать конструктивные и регулировочные параметры привода насоса в зависимости от требуемой интенсивности процесса впрыска топлива и допустимой нагруженности привода.
Для построения совмещенного графика вводятся следующие ограничения:
– ограничение по h гнн (допускается перекрытие впускного окна кромкой плунжера до 1 мм при наполнении топливом надплунжерного пространства);
– ограничение по расположению геометрического конца нагнетания
(Dh гкн) на участке профиля с радиусом R3;
– ограничение по усилию пружины плунжера (Рпр) при максимальной
частоте вращения валика насоса на холостом ходу;
– ограничение по максимальным контактным напряжениям в паре
«кулачок-ролик» ([s кmax] = 2200 МПа).
– ограничение по допустимому максимальному давлению на направляющую толкателя – [q нmax] = 11 МПа.
235
На рис. 7 показан совмещенный график с ограничениями по h гнн, Dh гкн, Рпр, q нmax, s
позволяющий оценить
кmax,
влияние R3 и Dhгкн на значение
продолжительности
впрыска
топлива для цикловой подачи
145 мм3. На рисунке показаны
зоны серийных и возможных
регулировок. Результаты расчетов оформлены в координатах
Dhгкн и R3.
Кривые с кружочками
представляют собой лини равных максимальных удельных
давлений. Штриховыми нанесены линии равных максимальных контактных напряжений в
паре «кулачок-ролик». Кривые
с треугольниками – линии одинаковой
продолжительности
впрыскивания.
Заштрихованное поле на
графике определяет область
значений конструктивных и
регулировочных параметров при обеспечении насосной секцией цикловой
подачи qц = 145 мм3 при nн
= 950 мин -1.
Рис. 6. Зависимость геометрического
начала нагнетания от величины радиуса
скругления профиля кулачка R3
На графике видно, что при серийной комплектации насосной секции
плунжерной парой 9x10 мм, кулачком с R3 = 4,8 мм, при регулировке Δhгкн
= 0,1 – 0,5 мм выполняется требование по цикловой подаче (qц = 145 мм3),
и возможна работа топливоподающей системы с продолжительностью
впрыска φв = 12 – 13 градуса поворота вала насоса (зона 1 на рис. 7). При
этом величины контактных напряжений в паре «кулачок-ролик» и удельных давлений на направляющую толкателя находятся в допустимых границах.
Из анализа того же графика сделан вывод, что можно скомплектовать
насосную секцию с обеспечением продолжительности впрыскивания φв =
236
11 – 12 градусов поворота вала насоса при значениях Р/фmax = 43 – 45 МПа.
В этом случае значения σкmax и qнmax вполне допустимы (зона 2 на рис. 7),
такая интенсификация впрыскивания возможна при R3 = 4 мм и Δhгкн = -1 ÷
-1,3 мм.
Рис. 7. Совмещенный график возможных комплектаций
привода насоса высокого давления
ВЫВОДЫ
1. Расчеты показали, что для форсированного дизеля требуемую цикловую подачу 145 мм3 может обеспечить насосная секция с диаметром и
ходом плунжера, соответственно, 9 и 10 мм. При этом максимальное дав-
237
ление перед распыливающими отверстиями и продолжительность впрыскивания будут, соответственно, 36–40 МПа и 12–13 градуса поворота валика насоса при допустимых нагрузках на приводе.
2. Для выбора требуемой интенсификации процесса впрыскивания топлива разработан совмещенный график возможных комплектаций привода
насоса высокого давления (НВД).
3. Используя совмещенный график, можно выбрать требуемую интенсификацию процесса впрыска топлива при допустимых нагрузках в
приводе НВД
4. Для обеспечения интенсивности с давлением впрыска более 100
МПа необходим новый подход к конструкции топливной аппаратуры
(применение насос-форсунок, разработка жестких корпусов насосов высокого давления, уменьшение диаметра плунжера, применение форсунок
с меньшими подвижными массами и меньшим диаметром иглы распылителя).
ЛИТЕРАТУРА
1. Астахов И.В. Метод оптимизации параметров плунжера топливного
насоса / И.В. Астахов, Л.Н. Голубков, Л.П. Музыка // Труды МАДИ. Вып. 144. – 1977. – С. 50-56.
2. Мазинг М.В. Развитие и совершенствование конструкций топливной
аппаратуры современных автомобильных дизелей / М.В. Мазинг // Обзорная информация. – М.: НИИАВТОПРОМ. – 1981. – 52 с.
3. Отчет о научно-исследовательской работе «Повышение экономичности и надежности топливных систем дизелей семейства АМПО». - №
гос. рег. 01.830074215, научн. рук. Комаров В.А., Павлодар. - 1983. – 72 с.
МОДЕЛИРОВАНИЕ ПЕРЕХОДНЫХ ПРОЦЕССОВ ДИЗЕЛЯ
С МЕХАНИЧЕСКИМ ИЛИ ЭЛЕКТРОННЫМ РЕГУЛЯТОРОМ
ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ
Морозова В. С., Гун В. С. (Южно-Уральский государственный
университет, Челябинск, Россия)
Математическая модель и созданный на ее основе пакет прикладных
программ для расчета переходных процессов дизеля при исследовании
системы управления топливоподачей позволяют на этапе проектирования обоснованно выбрать механический или электронный регулятор частоты вращения. При выборе электронного регулятора анализируются
динамические качества существующих исполнительных механизмов. Заданные динамические свойства дизеля с электронным регулированием оп-
238
ределяются зависимостями коэффициентов обратных связей от оптимального времени апериодического переходного процесса.
Задача улучшения экономических и экологических характеристик
транспортных дизелей особенно актуальна для нестационарных (переходных) режимов, при которых наблюдается несогласованное снабжение цилиндров воздухом и топливом, что приводит к снижению эффективности
использования топлива и увеличению содержания сажи в отработавших
газах [1].
Структурная схема математической модели функционирования системы «дизель-регулятор» на переходных режимах. и созданного на ее основе
пакета прикладных программ для исследования переходных процессов дизеля с электронным или механическим регулятором частоты вращения
представлена на рис. 1.
Математическая модель содержит три основных блока: регулятор частоты вращения, регулятор положения рейки, дизель.
Регулятор частоты вращения. В математической модели заложены три
типа регуляторов: механический и два типа электронных. К первому типу
электронных относятся регуляторы, исполнительным элементом которых
является быстродействующая электромагнитная форсунка или клапан
(«идеальный регулятор»). Ко второму типу относятся регуляторы с электромагнитным приводом рейки ТНВД («реальный регулятор»).
Отличие между ними состоит в том, что в первом типе отсутствует задержка формирования управляющего воздействия [2].
В модели заложен пропорциональный (П) и пропорциональноинтегральный (ПИ) закон управления.
Так как регулятор с электромагнитным приводом рейки ТНВД моделируется с учётом динамики исполнительного механизма, включающего в
себя топливный насос, электромагнитный привод и регулятор положения
рейки, был создан блок “регулятор положения рейки”.
Регулятор положения рейки:
Математическая модель привода рейки ТНВД описывает переходный
процесс механического воздействия на проводник с током, помещённый в
равномерное магнитное поле. Этот привод может быть электромагнитом с
линейной тяговой характеристикой, двигателем постоянного тока или шаговым двигателем.
Динамика системы во многом определяется параметрами звеньев обратных связей, поэтому встает задача поиска методики их оптимального
выбора, вне зависимости от принятой модели САР дизеля. В настоящей
работе предложен простой алгоритм определения этих параметров, достаточный для большинства инженерных приложений.
239
Рис. 1. Структурная схема математической модели для исследования переходных
процессов с электронным или механическим регулятором частоты вращения.
Переходный процесс дизеля с электронным регулятором частоты вращения описывается системой дифференциальных уравнений четвертого
порядка [3]
ì dh
ï dt = v h
ï
ï dv h = Bl I - c v ;
я
h
ïï dt
M
M
í dI
ï я = - R I я - Bl v h - k 0 h - k 1 v h - k 2 I я - k 3 n + U ;
ï dt
L
L
L
L
L
L
L
ï
1 dn
h
n
,
+ kД
=
ïTД
ïî n st dt
n st h st
240
где Iя - ток якоря; Vh- скорость перемещения якоря; h - электромагнитная
постоянная времни якоря; Tя - сопротивлние обмотки якоря; R - сопротивление обмотки якоря; M - масса якоря (механическая постоянная времени);
H - электротехнический коэффициент; Fc - сила сопротивления; c – электромеханический коэффициент; L – индуктивность обмотки якоря;
k 0 – коэффициент обратной связи по перемещению рейки; k 1 – коэффициент обратной связи по скорости перемещения рейки; k 2 – коэффициент обратной связи по току; k3– коэффициент обратной связи по оборотам; l –
длина проводника; nst– стационарные обороты; hst– стационарное положение рейки.
Решая эту систему, при условии равенства собственных значений, получаем следующие значения коэффициентов ОС
ì
1 öö
1 k Д ö÷
ML æç 1 k Д æç k Д æç
ïk 0 =
4 3-4 +
+ 6 2 ÷ ÷;
TД çè TД çè
Bl ç t
t TД ÷ø
t ÷ø ÷
ï
ø
è
ï
2
ï
ML é 1 æç k Д c ö÷æç
1 k Д ö÷ æ c ö ù
6
4
+
+
+
ïk 1 =
+
ê
ç ÷ ú - Bl;
Bl êë t 2 çè TД M ÷øçè
t TД ÷ø è M ø úû
ï
í
æ 1 kД c ö
ï
+ ÷ - R;
ïk 2 = - Lçç - +
T
M ÷ø
t
Д
è
ï
ï
4
ML h st æç 1 k Д ö÷
ï
ïk 3 = Bl n ç - t + T ÷ .
st è
Д ø
î
Цикловая подача топлива рассчитывается по статической характеристике топливного насоса.
Дизель:
Математическая модель дизеля основана на вычислении рабочих процессов в основных системах: камера сгорания, впускные и выпускные коллекторы, турбокомпрессор, кривошипно-шатунный механизм.
Модель учитывает основное свойство любого дизеля – дискретный характер его работы, который заключается в периодичности по времени
впрысков топлива и определенном чередовании рабочих процессов.
Частота вращения дизеля вычисляется на основе уравнения механического баланса на валу.
Крутящий момент на валу дизеля находится из уравнений, описывающих работу кривошипно-шатунного механизма и текущей величины давлений в цилиндре [4] M кр = f ( P, j) ,
где Mкр - давление в цилиндре; f - текущий угол поворота коленчатого
вала.
Давление в камере сгорания дизеля вычисляется на основе известной
зависимости, полученной И.И. Вибе [4] для удельной скорости сгорания
241
топлива. Продолжительность сгорания и показатель характера сгорания
при работе дизеля на переходных режимах определяется по методике Бунова В.М. [5].
Цифровое моделирование системы газообмена – это одномерный и
двумерный расчеты нестационарного течения воздуха и отработанных газов во впускных и выпускных системах а также в цилиндре, основанный на
методе С.К. Годунова. Алгоритм разработан Березиным С.Р. [6]. В результате газодинамического расчета определяются:
– Gв - свежий заряд в цилиндре на конец сжатия;
– Gг - количество отработанного газа, вышедшего из цилиндра;
– GЗ 1,2 - величины обратных забросов в цилиндр при впуске и из цилиндра при выпуске;
– Pk, Tk, Pr, Tr - давление во впусной и выпускной системах;
– Pц, Tц - давление и температура в цилиндре в момент воспламенения;
– c - коэффициент остаточных газов;
– Lp - работа расширения газов в турбине;
– Lk - работа сжатия газов в компрессоре.
Для определения начальных условий процесса газообмена в каждом
новом цикле необходимо знать частоту вращения турбокомпрессора, которая вычисляется из уравнений механического баланса [6].
В качестве выходных параметров оцениваются: качество переходного
процесса дизеля при его работе на скоростной характеристике, время переходного процесса регулятора, точность регулирования. Индикаторные
показатели и содержание сажи, СО и СН в отработанных газах для каждого цикла определяются по методике Бунова В.М. [5].
В качестве примера приводятся результаты моделирования динамических характеристик дизеля Д-160 с электромагнитным приводом рейки
ТНВД (рис. 2).
Параметры электронного регулятора: B = 0.5 Tл, L = 0.02 Гн, l = 60 м,
М = 0.75 Кг, R = 12 Ом, c = 60.
Параметры дизеля: TД = 4.4338, kД = 10.356, hst = 0.01, nst = 1250 об/мин,
t = 0,5 с.
Длительность переходных процессов практически совпадает с экспериментальными данными [5].
Предложенная методика позволяет на этапе проектирования дизеля:
– выбрать тип регулятора частоты вращения;
– спроектировать исполнительный механизм привода рейки ТНВД и оценить его динамические качества;
– рассчитать коэффициенты обратных связей контура управления электронного регулятора;
242
– оценить экологические и экономические показатели проектируемого дизеля в зависимости от длительности переходного процесса [5].
Рис. 2. Переходные процессы дизеля Д-160 при его работе на корректорном участке
характеристики: h – перемещение рейки ТНВД, n – обороты дизеля, 1 – Dn =25 об/мин,
2 – Dn =50 об/мин, 3 – Dn =100 об/мин.
ЛИТЕРАТУРА
1. Bunov V.M. Algorithmic maintenance of a diesel engine electronic fuel
controller by criterion of the contens of soot in exhaust gas / V.M. Bunov, V.S.
Morozova, V.S. Goun //SAE World Congress…12-19 apr. 2007. - No 07.
2. Гладышев С.П. Динамические модель дизеля Д-108 / Гладышев
С.П. Гун В.С. // Деп. рук. в ЦНИИТЭИтракторсельхозмаш 1598-тс 94
ВИНИТИ “Депонированные научные работы”. – 1995. - № 2.
3. Гун В.С. Оптимизация переходных процессов системы топливоподачи дизеля с электронным регулятором / В.С. Гун, В.С. Морозова, В.В.
Шешуков. Челябинск.Вестник ЮУрГУ серия “Машиностроение” 2007.- №
10.- С. 56-62.
4. Вибе И.И. Новое о рабочем цикле двигателей / И.И. Вибе. – М.:
Свердловск.- Машгиз.- 1962. - 273 с.
5. Бунов В.М. Повышение эффективности процесса сгорания в тракторных дизелях совершенствованием элементов систем впуска и управления топливоподачей // Дис. док. тех. наук. – М.: МГТУ.- 1999. - 286 с.
6. Рудой Б.П. Расчет на ЭВМ показателей газообмена ДВС / Б.П. Рудой, С.Р. Березин. Уч. пос. – Уфа: УАИ.- 1979. – 91 с.
243
МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРОЦЕССОВ ТОПЛИВОПОДАЧИ
В ДИЗЕЛЯХ С УЧЕТОМ РАЗРЫВОВ СПЛОШНОСТИ
В СИСТЕМЕ ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ
Горелик Г.Б., Чистяков А.Ю. (Тихоокеанский государственный
университет, Хабаровск, Россия)
Рассмотрено влияние разрывов сплошности топлива в системе высокого давления дизельной топливной аппаратуры на процессы топливоподачи. Показано, что для повышения точности моделирования быстропротекающих процессов необходимо учитывать нарушения сплошности в
трубопроводе высокого давления, особенно при исследовании частичных
режимов работы. Представлен метод учета разрывов сплошности.
Одной из важных особенностей работы ТА на частичных режимах является наличие паров топлива в системе высокого давления (СВД) вследствие появления разрывов сплошности на конечной фазе процессов впрыскивания. Отсутствие учета данного явления может привести к значительным отклонениям моделируемых параметров от реальных. Так величина
цикловой подачи топлива может отличаться на 80-100%. Наличие разрывов сплошности в СВД приводит к уменьшению цикловой подачи, уменьшению угла опережения впрыскивания, наблюдаются более резкие колебания давлений топлива в СВД. При большом объеме паров топлива существенно изменяются гидродинамические процессы в СВД и у форсунки.
В работе [1] учитывается наличие свободных остаточных объемов в
СВД следующим образом: по заданной величине условного отрицательного давления производится определение величин паров в объемах штуцера
насоса, форсунки и трубопровода высокого давления (ТВД), причем объем
паров ТВД распределяется по объемам штуцера и форсунки пропорционально их объемам. Давление топлива в СВД принимается равным нулю.
После заполнения остаточных свободных объемов в штуцере насоса топливо поступает в ТВД, где разрывы сплошности отсутствуют и далее движение топлива описывается телеграфным уравнением. Подошедшая к форсунке волна подачи расходуется сначала на заполнение свободных остаточных объемов в подыгольной полости форсунки и, только после этого,
она обеспечивает повышение давления в форсунке.
В данном случае не учитывается влияние разрывов сплошности на характер волнового движения топлива в ТВД. Необходимость такого учета
не вызывает сомнений. Это подтверждается большим количеством экспериментальных и расчетных работ по исследованию особенностей рабочего
244
процесса топливной аппаратуры (РП ТА) при наличии разрывов сплошности в СВД [2, 3, 4, 5, 6]. В этих работах указывается на возможность значительного искажения переднего фронта прямой волны подачи из-за наличия разрывов сплошности в ТВД вплоть до появления ударной волны
большой величины.
В данной модели в основу положен метод учета разрывов сплошности
в ТВД, предложенный Голубковым Л. Н., на основании его предложена
методика учета разрывов сплошности с последовательным заполнением
свободных объемов в ТВД. Методика учета разрывов сплошности по длине ТВД описывается следующим алгоритмом. Величина разрывов сплошности в СВД в начале следующего цикла впрыскивания определяется из
баланса расходов через ТНВД и форсунку предыдущего цикла или задается вручную величиной условного отрицательного остаточного давления
p у ,о ст [1]. Общий объем СВД состоит из объемов, размещенных в штуцере насоса, форсунке и ТВД
V = V + V + Vtr .
об
h
f
Общий объем паров в СВД определяется как
V p = a × Vоб × Pу ост .
Следует отметить, что p у , о ст используется для наглядного и удобного представления о количественной характеристике нарушения сплошности.
Задание величины разрывов сплошности в СВД упрощает построение
алгоритма расчета РП ТА и позволяет отказаться от введения ступенчатых
функций при моделировании, позволяет совмещать и сравнивать расходные характеристики насоса и форсунки при наличии разрывов сплошности
и остаточного давления в СВД.
При моделировании процессов топливоподачи величина p у ,о ст непосредственно в расчетах не используется, но через нее определяется объем паров в системе высокого давления.
Данный подход позволяет существенно упростить расчетный алгоритм.
Объемы паров в штуцере насоса, форсунке и ТВД соответственно определяются следующим образом
æ V ×V ö
VPh = ç P h ÷ + (1 - K rasp ) × VPtr ;
ç V
÷
è об ø
245
VP f =
VPtr =
VP × V f
;
Vоб
VP × Vtr × K rasp
Vоб
,
где K rasp - коэффициент распределения паров. Величина K rasp может изменяться в диапазоне от 0 до 1 применительно к конкретной топливной
аппаратуре; V p - общий объем паров в СВД.
Необходимость введения в расчет коэффициента распределения объясняется тем, что согласно экспериментальным исследованиям [2, 5, 6] определенная часть паров ТВД возникает в непосредственной близости от
штуцера насоса и фактически может быть отнесена к объему штуцера. Остальная часть паров равномерно распределяется по объему ТВД. Величина
K rasp может быть определена экспериментально. В данной модели K rasp
принимает значения от 0,5 до 0,8.
Объем паров в ТВД равномерно распределяется по сечениям
VPtr s (i ) =
VPtr
ni - 1
,
где
ni – количество ячеек разбиения ТВД.
Приращение объема паров в штуцере насоса на очередном шаге производится по известным формулам [1].
Суммарный объем паров в штуцере насоса на текущем шаге
VPh, j = VPh, j -1 + DVPh, j .
После заполнения остаточных свободных объемов (т.е. при
DV ph, j > 0 ) в штуцере насоса появляется давление и, соответственно, волна подачи в начальном сечении ТВД
Ph , j =
VPh, j
f × Dt
a × Vh + t
a ×r
,
где ft - площадь сечения ТВД; a - коэффициент сжимаемости топлива;
Dt - шаг интегрирования; Vh - объем штуцера насоса высокого
давления; r - плотность топлива.
246
Затем производится последовательное заполнение свободного объема в каждом сечении ТВД. При этом возможны следующие варианты заполнения свободного объема в текущем сечении подошедшей к нему волной подачи:
1. Когда величины волны подачи, подошедшей к текущему сечению
на данном шаге интегрирования, недостаточно для полного восстановления сплошности. В этом случае волна подачи полностью расходуется на
заполнение свободных объемов, поэтому скорость в этом сечении остается
равной нулю, а величина оставшихся незаполненных свободных объемов в
текущем сечении
V ptrs (i ) = V ptrs (i ) - wi -1, j × ft × Dt ,
где wi-1, j - скорость волны подачи.
Величина оставшихся свободных объемов переносится на следующий шаг интегрирования, где она может быть уменьшена или полностью
устранена на последующих шагах расчета.
2. Величины волны подачи, подошедшей к текущему сечению на данном шаге интегрирования, достаточно для восстановления сплошности. В
этом случае V ptrs (i ) = 0 , а величина остаточной скорости топлива определяется по формуле
V ptrs (i )
.
wi, j = wi-1, j f t × Dt
При этом сплошность топлива слева от очередного заполняемого свободного объема V ptrs (i ) уже восстановлена и расчет движения топлива
производится по уравнению неустановившегося движения топлива в ТВД.
Безусловно, введение усложнений в алгоритм расчета «утяжеляет» математическую модель топливоподающей аппаратуры дизелей, однако положительный эффект, связанный с повышением точности расчетов, в этом
случае превалирует.
Схемы заполнения разрывов сплошности и прохождения волн подачи
по ТВД представлены на рис. 1 и рис. 2.
После заполнения свободных остаточных объемов в конечном сечении ТВД, производится заполнение паров в объеме форсунки аналогично
заполнению в объеме штуцера насоса.
Суммарный объем паров в объеме форсунки на текущем шаге
VP f , j = VP f , j -1 + DVP f , j .
247
Рис. 1. Схема заполнения остаточных
свободных объемов по длине ТВД
1 – прямые волны; 2 – отраженные
волны
Рис. 2.. Схема прохождения волн подачи по
ТВД при наличии разрывов сплошности:
1 – прямые волны; 2 – отраженные волны
При восстановлении сплошности ( V pf . j £ 0 ) вычисляется давление в
объеме форсунки на текущем шаге
VP f , j
Pf , j =
f × Dt
a ×V f + t
a ×r
где V f - объем в подигольной полости форсунки.
,
Сравнительный анализ расчетов РП ТА при работе на режимах с наличием разрывов сплошности в СВД показали необходимость учета заполнения свободных объемов не только в полостях штуцера ТНВД и форсунки, но и в объеме ТВД (рис. 3).
Согласно результатам сравнительных расчетов учет заполнения свободных объемов в ТВД приводит к изменению величины цикловой подачи
от 2 до 30 % в зависимости от режима работы и глубины разрывов сплошности. При этом наблюдается уменьшение угла опережения впрыскивания
и значительное искажение переднего фронта прямой волны подачи (рис. 3)
в соответствие с выводами, сделанными по результатам расчетноэкспериментальных исследований в работах [2, 3, 6].
248
а
б
в
г
Рис. 3. К учету заполнения свободных объемов в ТВД при моделировании РП ТА дизелей 6ЧН 18/22 при работе на режимах с наличием разрывов сплошности в СВД: а, б –
диаграммы движения иглы форсунки при значениях условного отрицательного остаточного давления -17 и -27 МПа соответственно; в, г – диаграммы изменения давления топлива у форсунки при значениях условного отрицательного остаточного давления 17 и 27 МПа соответственно: 1 – с учетом заполнения свободных объемов в ТВД;
2 – без учета заполнения свободных объемов в ТВД.
ВЫВОДЫ
1. Пренебрежение учетом заполнения свободных объемов, распределенных по ТВД, приводит к значительному искажению результатов моделирования гидродинамических процессов в СВД и как следствие, к сниже-
249
нию точности результатов расчетов при моделировании РП ТА на режимах
с наличием разрывов сплошности в СВД.
2. В первую очередь разрывы сплошности в СВД влияют на фазовые
смещения процессов топливоподачи, во вторую – изменяются количественные показатели.
3. Следует отметить, что ошибка будет тем больше, чем значительней
величина разрывов сплошности в СВД на конкретном режиме работы. Поэтому для систем топливоподачи, работающих в области больших разрывов сплошности, в гидродинамическом расчете процессов (в математической модели) в обязательном порядке следует учитывать разрывы сплошности в нагнетательном трубопроводе высокого давления.
ЛИТЕРАТУРА
1. Горелик Г.Б. Процессы топливоподачи в дизелях при работе на долевых и переходных режимах /Г.Б. Горелик. Учебное пособие. Хабаровск.:
Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та.- 2003.- 247 с.
2. Мурзин Д.С. Влияние режима работы топливной системы дизеля на
состояние двухфазной среды в линии высокого давления /Д.С. Мурзин. М.:
МАДИ.- 1981.- 11 с.
3. Астахов И.В. Влияние на процесс впрыска топлива остаточного
разрежения в топливной системе дизеля/ И.В. Астахов, Л.Н. Голубков //
Автомобильная промышленность.- № 5. - 1968.- С. 108-110.
4. Горелик Г. Б. Расходные характеристики топливной аппаратуры дизелей как инструментарий для исследования межцикловой нестабильности
процессов топливоподачи на долевых режимах работы / Г.Б. Горелик,
А.Ю. Чистяков// Международный симпозиум «Образование через науку».
Материалы докладов секции Двигатели внутреннего сгорания. Отдельный
выпуск. М.: МГТУ им. Н. Э. Баумана. - 2005.- С. 91-93.
5. Астахов И.В. Подача и распыливание топлива в дизелях/ И.В. Астахов, В.И. Трусов, А.С. Хачиян и др. - М.: Машиностроение. - 1971.- 359 с.
6. Астахов И.В.. Топливные системы и экономичность дизелей / И.В.
Астахов, В.И. Трусов, А.С. Хачиян и др. - М.: Машиностроение. - 1990.288 с.
250
Тихоокеанский
государственный
университет
Дальневосточный
государственный
университет путей
сообщения
Надежность, контроль,
диагностика
КОНТРОЛЬ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ АГРЕГАТОВ
СИСТЕМЫ НАДДУВА ТЕПЛОВОЗНЫХ ДИЗЕЛЕЙ МЕТОДОМ
МАЛЫХ ОТКЛОНЕНИЙ
Анисимов А. С., Овчаренко С. М., Сковородников Е. И.
(Омский государственный университет путей сообщения, Омск, Россия)
Рассматривается возможность установления связей между
параметрами рабочего процесса дизеля и агрегатов наддува на основе
метода малых отклонений. Показаны достоинства такого подхода к
решению проблемы диагностирования технического состояния системы
воздухоснабжения.
В тепловозных дизелях большой мощности используется либо
двухступенчатая схема газотурбинного наддува с двумя ступенями
охлаждения воздуха, либо комбинированная схема, включающая, обычно,
два параллельно работающих турбокомпрессора и механический
нагнетатель с приводом от коленчатого вала дизеля через раздаточный
редуктор (рис.1).
Очевидно,
что
технико-экономические
и
экологические
характеристики дизеля, показатели его эксплуатационной надежности
будут определяться как параметрами системы топливоподачи, так и
параметрами системы наддува. В действующей на сегодняшний день
системе ремонта дизельного подвижного состава системе топливоподачи
уделяется особое внимание. Так при производстве плановых ремонтов
топливная аппаратура проверяется и настраивается на специальных
стендах, в процессе эксплуатации контролируется системой ИСТАД
(индикатор состояния топливной аппаратуры дизелей) и другими,
аналогичными по выполняемым функциям, приборами и средствами.
При диагностировании технического состояния системы наддува
дизеля необходимо контролировать текущие значения давления Pi,
температуры Ti и расхода воздуха Gi на входе и выходе каждого агрегата
наддува.
Периодический контроль термических, динамических и расходных
параметров довольно трудоемкий и технически сложный процесс.
Несмотря на это разработка системы диагностирования газовоздушного
тракта тепловозных дизелей задача не менее важная, чем задача
диагностирования оборудования системы топливоподачи и других систем
локомотива. Успешное решение этой задачи позволит наметить пути
разработки
бортовой
системы
диагностирования
тепловозов,
253
совершенствования системы автоматического управления основным и
вспомогательным оборудованием локомотива.
Ро', То'
Р1, Т1, G1
ТК1
ГТ
Ро, То
К
ФНД
Р2, Т2, G2
ПН
Выпускной коллектор
Р5, Т5, GГ
ВПУСКНОЙ КОЛЛЕКТОР
Р4, Т4, G2
Р5, Т5,
G
Выпускной коллектор
Р4, Т4
ОХНВ1
Р3, Т3, G2
ТК2
ТК2
ГТ
Р4, Т4, G2
ФНД
К
Ро, То
Р1, Т1, G1
Ро', То'
Рис.1. Схема воздухоснабжения дизеля: ФНД – воздушный фильтр; ТК1, ТК2 –
турбокомпрессор 1-й и 2-й ступени соответственно; ПН – приводной нагнетатель
второй ступени; ОХНВ – охладитель наддувочного воздуха
В общем случае система наддува дизеля должна обеспечить давление,
температуру и расход воздуха, при которых достигаются наилучшие
показатели работы дизеля во всем диапазоне скоростных и нагрузочных
режимов.
Опыт эксплуатации тепловозных дизелей показал, что при работе в
режиме малых нагрузок и холостом ходу происходит образование
большого количества нагара в выпускном тракте и в газоприемном
корпусе и лабиринтах газовой турбины, что приводит к снижению
эффективности работы агрегатов системы воздухоснабжения, иногда даже
к
заклиниванию
ротора,
помпажу
и
разрушению
корпуса
турбокомпрессора.
Взаимосвязь параметров турбокомпрессора и характеристик рабочего
цикла комбинированного двигателя изучена недостаточно; она настолько
254
сложна, учитывая переменные эксплуатационные режимы нагрузки, что
часто бывает, затруднительна даже
качественная оценка этой
взаимосвязи.
Одним из путей качественной и количественной оценки влияния
параметров газовоздушного тракта дизеля на его технические,
экономические,
термические,
динамические
и
экологические
характеристики может служить метод малых отклонений [1], который
позволяет получить систему линейных однородных алгебраических
уравнений,
связывающих
между
собой
малые
отклонения
контролируемых и контрольных параметров от их нормативных значений
для заданного уровня нагрузки.
Запись уравнений, описывающих рабочие процессы агрегатов
системы наддува в малых отклонениях выполняется по следующему
алгоритму.
Например, уравнение работы, затраченной на сжатие 1 кг воздуха в
компрессоре турбокомпрессора, то есть в первой ступени наддува
æ k -1 ö
÷ 1
ç k
k
Lк =
R в T1 ç p k - 1÷
,
k -1
÷ hk
ç
ø
è
(1)
где k – коэффициент адиабаты для воздуха;
T1 - температура заторможенного потока перед компрессором;
p k - степень повышения давления в компрессоре первой ступени
наддува;
h k - адиабатический КПД компрессора первой ступени по параметрам
заторможенного потока.
Последовательно логарифмируя и дифференцируя уравнение (1)
получим
dL к
Lк
=
dT1
T1
0, 286
+
0,286p k
0, 286
pk
-1
×
dp k
pk
-
dh k
hk
.
Уравнение сжатия воздуха в компрессоре в малых отклонениях
запишется в виде
dL к = dT1 + k1dp k - dh k ,
где dx = Dx / x = (x1 - x 0 )/ x 0 ;
x 0 – исходное значение параметра;
x1 – измененное значение параметра;
0, 286
k 1 = 0,286p k
0,286
/(p k
- 1) – коэффициент влияния p k на L к .
255
Для приведенной на рис. 1 схемы воздухоснабжения необходимо
записать около 17 уравнений, характеризующих малые изменения
контролируемых параметров при малых отклонениях контрольных
параметров. Это уравнения характеризующие изменение:
– мощности на сжатие воздуха в компрессорах первой и второй ступени
наддува;
– температуры наддувочного воздуха после компрессора первой и второй
ступени наддува;
– расхода воздуха через компрессор первой и второй ступени наддува;
– коэффициента продувки цилиндра и т. д.
Решение составленных уравнений совместно позволяет определить
относительные изменения контролируемых величин КПД турбины dh т и
компрессора dh k , площади проходного сечения соплового аппарата dFc и
диффузора dFд турбины, степени охлаждения наддувочного воздуха dE x и
т. д. при изменении технического состояния агрегатов системы наддува.
В свою очередь техническое состояние агрегатов системы
воздухоснабжения оценивается по результатам сравнения их выходных
параметров (см. рис. 1) с нормативными значениями.
Естественно, что, как и всякий приближенный метод расчета, метод
малых отклонений применим лишь в известных пределах, вне которых
использование его может привести к недопустимо большой погрешности.
Однако, исследуя характеристики взаимосвязи между параметрами
газовоздушного тракта и выходными, рабочими, параметрами дизеля для
установленного режима нагрузки при наличии объединенного регулятора
частоты вращения и мощности дизеля значительно снизит погрешность
метода малых отклонений.
При практическом использовании метод малых отклонений обладает
рядом неоспоримых преимуществ.
Во-первых, решение обычно сложной системы уравнений рабочего
цикла дизеля сводится к решению системы линейных алгебраических
уравнений, связывающих между собой величины отклонений параметров
от их исходного значения.
Во-вторых, все решения проводятся аналитически, возможно с
использованием каких-либо приближенных методов при решении
сложных систем уравнений, описывающих рабочий цикл двигателя, в
особенности при рассмотрении обратных задач, т. е. нахождения
требуемых, заранее неизвестных изменений параметров исследуемых
процессов по результатам контрольных испытаний.
В-третьих, независимо от сложности задачи, числа переменных
величин и характера связей между ними, решение может быть получено в
256
виде явной аналитической зависимости, допускающей исследование
процессов в общем виде.
В-четвертых, пользуясь полученными общими решениями или
исходными уравнениями в малых отклонениях, можно составить
диагностическую матрицу коэффициентов взаимного влияния параметров,
с помощью которой в дальнейшем решать разнообразные задачи о
взаимодействии агрегатов и систем двигателя с минимальной затратой
времени и труда.
Как отмечалось выше, рассматривая достаточно малые изменения
параметров, точность расчетов методом малых отклонений не вызывает
сомнений, поскольку при составлении уравнений рабочих процессов
агрегатов наддува в малых отклонениях не требуется никаких
дополнительных ограничений или допущений в сравнении с обычными
уравнениями. Наоборот, при малых изменениях параметров (порядка 2 - 3
процента) приходится считаться с возможной погрешностью обычных
методов, в которых результат (изменение параметров двигателя)
представляется в виде малой разности близких по модулю величин, и
небольшая ошибка при вычислении каждой из них может иногда
качественно и количественно исказить конечный вывод. Поэтому при
небольших изменениях параметров точность решения методом малых
отклонений может оказаться даже более высокой, чем при решении задачи
с помощью обычных методов газодинамического расчета.
При более значительном изменении параметров термодинамических
процессов на результатах расчета начинает сказываться погрешность,
связанная с самим существом метода малых отклонений, расчетные
формулы которого являются приближенными в любом случае, заменяя
нелинейные зависимости между величинами, входящими в исходные
уравнения линейными, приближенными, уравнениями.
Для повышения точности практических расчетов по оценке
технического состояния агрегатов наддува изменения технических,
экономических и экологических параметров тепловозных дизелей
необходимо предварительно выполнять приведение мощности и
удельного расхода топлива к нормальным атмосферным условиям и
рассчитать для рассчитать для них значения термодинамических
параметров рабочего цикла дизеля.
ЛИТЕРАТУРА
1. Черкез А. Я. Инженерные расчеты газотурбинных двигателей
методом малых отклонений / А. Я. Черкез. – М.: Машиностроение.- 1965.180 с.
257
АВТОМАТИЧЕСКАЯ СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ
ТЕМПЕРАТУРЫ ТЕПЛОНОСИТЕЛЕЙ ДИЗЕЛЯ
Космодамианский А.С.1, Комков С.В.1, Воробьев В.И.2, Пугачев А.А.2
(1Российский государственный открытый технический университет путей
сообщения, Москва, Россия; 2Брянский государственный технический
университет, Брянск, Россия)
Предложена
новая
система
регулирования
температуры
теплоносителей с использованием перепускных устройств и асинхронного
электропривода, обеспечивающая оптимальные значения температуры
теплоносителей и независимость устойчивости работы от мощности
дизеля.
Температура теплоносителей дизеля оказывает значительное влияние
на технико-экономические показатели дизеля. Обеспечение поддержания
температуры теплоносителей дизеля на оптимальных уровнях, зависящих
от режимов работы и не зависящих от температуры наружного воздуха,
уменьшение затрат энергии на охлаждение и повышение эффективности
воздушно-газовой системы охлаждения и подогрева теплоносителей
может быть достигнуто за счет применения автоматической системы
регулирования температуры теплоносителей.
Автоматическая система регулирования температуры теплоносителей
дизеля [1], представленная на рис. 1, содержит три системы охлаждения
(три объекта регулирования температуры): воздушно-водяную, воздушноводо-масляную и воздушно-водяную системы охлаждения и подогрева
наддувочного воздуха дизеля 1 и три автоматических комбинированных
микропроцессорных регулятора температуры: воды Тв на выходе из
дизеля, масла Тм на выходе из дизеля и наддувочного воздуха Tнв на входе
в дизель.
Воздушно-водяная система охлаждения дизеля является объектом
регулирования температуры воды Тв на выходе из дизеля и содержит
охлаждаемые полости дизеля 1, воздушно-водяной радиатор 2,
соединенный трубопроводом 3 с водяным насосом 4 и дизелем 1.
Воздушно-водо-масляная система охлаждения дизеля является
объектом регулирования температуры масла Тм на выходе из дизеля и
содержит охлаждаемые и смазываемые полости дизеля 1, соединенные
трубопроводом 5 с масляным насосом 6 и водо-масляным
теплообменником 7, воздушно-водяной радиатор 8, соединенный
трубопроводами 9 с водяным насосом 10 и водо-масляным
теплообменником 7.
258
Воздушно-водяная система охлаждения и подогрева наддувочного
воздуха дизеля является объектом регулирования температуры
наддувочного воздуха Tнв на входе в дизель и содержит воздушно-водяной
радиатор 8, соединенный трубопроводами 9 с водяным насосом 10 и с
водо-воздушным теплообменником наддувочного воздуха 11.
Рис. 1. Автоматическая система регулирования температуры теплоносителей дизеля
259
Автоматический комбинированный микропроцессорный регулятор
температуры воды Тв содержит: датчик температуры воды 12,
установленный в трубопровод воды 3 на выходе из дизеля 1 и
соединенный посредством микропроцессорного контроллера 13 и первого
блока управления 14 с приводом 15 вентилятора 16, который подключен к
синхронному генератору 17; датчик температуры наружного воздуха Твз
18, установленный перед радиатором 2 и соединенный посредством
микропроцессорного контроллера 13 и первого блока управления 14 с
приводом 15 вентилятора 16; второй блок 19 управления дизелем 1,
подключенный к микропроцессорному контроллеру 13.
Автоматический комбинированный микропроцессорный регулятор
температуры масла Тм содержит датчик температуры масла 20,
установленный в трубопроводе масла 5 на выходе из дизеля 1 и
соединенный посредством микропроцессорного контроллера 13 с третьим
блоком управления 21 механизма 22 поворота распределительного
клапана первого трехходового перепускного устройства 23; датчик
температуры 18 наружного воздуха, установленный перед радиатором 2 и
соединенный посредством микропроцессорного контроллера 13 с третьим
блоком управления 21 механизма 22 поворота распределительного
клапана первого трехходового перепускного устройства 23; второй блок
19 управления дизелем 1, подключенный к микропроцессорному
контроллеру 13.
Автоматический комбинированный микропроцессорный регулятор
температуры наддувочного воздуха Тнв содержит: датчик температуры 24
наддувочного воздуха, установленный в трубопроводе 25 наддувочного
воздуха на входе в дизель 1 и соединенный посредством
микропроцессорного контроллера 13 с четвертым блоком управления 26
механизма 27 поворота распределительного клапана второго трехходового
перепускного устройства 28; датчик температуры 18 наружного воздуха,
установленный перед радиатором 2 и соединенный посредством
микропроцессорного контроллера 13 с четвертым блоком управления 26
механизма 27 поворота распределительного клапана второго трехходового
перепускного устройства 28; второй блок 19 управления дизелем 1,
подключенный к микропроцессорному контроллеру 13.
Для управления дизелем 1 и агрегатом его нагрузки – синхронным
генератором 17 применены второй блок 19 управления, соединенный с
дизелем 1 и микропроцессорным контроллером 13, и пятый блок 29
управления синхронным генератором 17, соединенный с синхронным
генератором 17 и с микропроцессорным контроллером 13.
На рис. 1 видно, что все три системы охлаждения дизеля 1 связаны
260
между собой с помощью второго трехходового перепускного устройства
27. Устройство содержит механизм 28 поворота распределительного
клапана, управляемый четвертым блоком управления 26, подключенным к
выходу микропроцессорного контроллера 13.
Каждый из трех регуляторов температуры содержит по одному
исполнительно-регулирующему устройству. Так, регулятор температуры
воды содержит привод 15 вентилятора 16 и собственно вентилятор 16;
регулятор температуры масла содержит механизм 22 поворота
распределительного клапана, перепускающего масло, трехходового
перепускного устройства 23, а регулятор температуры наддувочного
воздуха содержит механизм 28 поворота распределительного клапана,
перепускающего воду, трехходового перепускного устройства 27.
В качестве исполнительного устройства регулятора температуры
целесообразно применить асинхронный электропривод с поворотным
статором. Он не содержит преобразователей частоты в силовой части, что
позволяет
улучшить
технико-экономические
характеристики
электропривода – снизить стоимость и удельные затраты на
функционирование вспомогательных систем, улучшить показатели
качества работы автоматической системы регулирования температуры.
Также, следует отметить простоту и высокую надежность в эксплуатации
(основное звено электропривода – это два фазных асинхронных двигателя,
статор одного из которых приводится во вращение при помощи
поворотного
механизма).
Линеаризованная
структурная
схема
электропривода представлена на рис. 2.
Рис. 2. Структурная схема асинхронного электропривода в замкнутой системе
В схеме Δω соответствует малому приращению скорости вентилятора,
заданием на которое является сигнал ΔUзс. Апериодическим звеном с
коэффициентом усиления kпр и постоянной времени Тпр показан
вспомогательный электропривод, реализующий функции поворота
статора, т.е преобразующий приращение сигнала задания на угол поворота
ΔUφ в приращение угла поворота Δφ. В его качестве можно взять двигатель
постоянного тока, работающий в режиме позиционирования. Для
261
исключения статических ошибок по заданию и возмущению (нагрузкой
для сервопривода является электромагнитный момент, развиваемый
асинхронным двигателем с вывешенным статором) необходимо
применить систему управления c астатизмом по каналам управления и
возмущения не менее первого порядка, чему может соответствовать,
например, структура электропривода с пропорционально-интегральным
регулятором скорости и пропорциональным регулятором положения [2].
Сигнал ΔUφ формируется как разность сигналов задания ΔUзс и обратной
связи ΔUос, снимаемого с вала вентилятора датчиком скорости
(коэффициент передачи – kос), увеличенная в соответствии с алгоритмом,
заложенным в регуляторе скорости Wрс. Апериодическим звеном с
коэффициентом усиления kд и постоянной времени Тм показаны
асинхронные двигатели. Возмущениями для данного электропривода
являются момент сопротивления, создаваемый на валу лопатками
вентилятора ΔМс, приведенный к сигналу задания через коэффициент (kφ),
и перепады напряжения, снимаемого с генератора Δu, приведенного к
сигналу задания через коэффициенты kφ и ku.
Автоматическая
микропроцессорная
система
регулирования
температуры теплоносителей дизеля работает следующим образом.
При значениях температуры воды Тв, масла Тм и наддувочного воздуха
Тнв ниже заданных минимальных значений диапазона регулирования
подача вентилятора 16 равна нулю, расход масла на перепуск в первом
трехходовом перепускном устройстве 23 равен нулю и расход воды на
перепуск во втором трехходовом перепускном устройстве 27 также равен
нулю.
После превышения температурой воды Тв минимального заданного
значения выходной сигнал датчика 12 температуры воды увеличивается,
увеличивается входной сигнал микропроцессорного контроллера 13,
увеличивается скорость вращения выходного вала привода 15 вентилятора
16 и увеличивается подача вентилятора. Если при этой подаче вентилятора
15 и при новой температуре воды Тв температура масла Тм начнет
снижаться, то сигнал на выходе датчика 20 температуры масла
уменьшится, уменьшится сигнал на выходе микропроцессорного
контроллера 13 и первое трехходовое перепускное устройство 23 начнет
перепуск масла мимо водо-масляного теплообменника 7. Если при этом
также будет снижаться температура наддувочного воздуха Тнв, то сигнал
на выходе датчика температуры 24 наддувочного воздуха уменьшится.
При этом уменьшится сигнал на выходе микропроцессорного контроллера
13, второе трехходовое перепускное устройство 27 начнет перепускать
воду по трубопроводу 9 к насосу 4, что приведет к перепуску горячей воды
262
двигателя из трубопровода 3 в трубопровод 9 к насосу 10. Это приведет к
повышению температуры воды в теплообменнике 11 наддувочного
воздуха и к прекращению снижения температуры наддувочного воздуха.
Когда теплоотвод в радиаторах 2 и 8 станет равным тепловыделениям
дизеля 1 в воду, масло и от наддувочного воздуха, тогда наступит
установившийся температурный режим. Установившийся температурный
режим может быть нарушен в результате изменения мощности дизеля
(путем изменения позиции Пк контроллера машиниста – блока управления
19) или температуры наружного воздуха Твз.
При изменении температуры наружного воздуха Твз изменяется
выходной сигнал датчика 18 этой температуры, подаваемый в
микропроцессорный контроллер 13. Это приводит к соответствующим
изменениям его выходных сигналов, подаваемых в привод 15 вентилятора
16, в третий блок 21 управления механизмом 22 поворота клапана первого
трехходового перепускного устройства 23, а также в четвертый блок 26
управления механизмом 27 поворота распределительного клапана второго
трехходового перепускного устройства 28. В результате действия в
регуляторах температуры сигнала по температуре наружного воздуха Твз
алгоритмами
работы
этих
регуляторов,
заложенными
в
микропроцессорный контроллер 13, обеспечивается независимость
регулируемых температур воды, масла и наддувочного воздуха от
температуры наружного воздуха Твз и соответствующие статические и
динамические параметры этих регуляторов температуры, обеспечивающие
независимость устойчивости и качества работы системы регулирования
температур от температуры наружного воздуха Твз.
В результате действия в регуляторах температуры сигнала по
мощности дизеля алгоритмами работы этих регуляторов, заложенными в
микропроцессорный контроллер 13, обеспечиваются требуемые
зависимости оптимальных значений регулируемых температур воды,
масла и наддувочного воздуха от мощности дизеля. Также
устанавливаются и соответствующие статические и динамические
параметры
этих
регуляторов
температуры,
обеспечивающие
независимость устойчивости и качества работы системы регулирования
температур от мощности дизеля.
ЛИТЕРАТУРА
1. Патент RU 2262603 С2, F02N 17/047. Автоматическая система
регулирования температуры наддувочного воздуха двигателя внутреннего
сгорания / Н.М. Луков [и др.]. – Опубл. 20.10.2005. Бюл. №29.
2. Терехов В.М. Системы управления электроприводов / В.М. Терехов,
О.И. Осипов – М.: Издательский центр «Академия».- 2005. – 304 с.
263
ТЕОРИЯ ИДЕНТИФИКАЦИИ В ПРИЛОЖЕНИИ К ЗАДАЧАМ
ДИАГНОСТИКИ ДИЗЕЛЯ
Лашко В.А.1, Коньков А.Ю.2 (1Тихоокеанский государственный
университет, Хабаровск, Россия; 2Дальневосточный государственный
университет путей сообщения, Хабаровск, Россия)
Представлены основные идеи теории идентификации применительно
к задачам технической диагностики и, в частности, метод
количественного оценивания параметров технического состояния дизеля.
Сформулированы этапы и основные задачи, решаемые при практической
реализации метода.
Теория идентификации, являясь одним из основных разделов общей
теории управления, в настоящее время успешно применяется в самых
разнообразнейших областях практической деятельности человека – от
систем связи и энергетики до биологии и медицины. Обширны и цели
применения этой теории. В настоящей работе рассматриваются
особенности применения теории идентификации в приложении к задачам
диагностики технического состояния дизелей. Прежде чем перейти к
рассмотрению практической реализации метода рассмотрим основные
понятия теории идентификации, дающие представление о ее
возможностях и задачах, подлежащих решению.
В зависимости от количества априорной информации об объекте
идентификации различают идентификацию в узком и широком смысле [1].
Задача идентификации в широком смысле формулируется как поиск
оптимальной в некотором смысле модели объекта по результатам
наблюдений над входными и выходными переменными (сигналами)
системы. Иначе эту идентификацию часто называют структурной. При
отсутствии или очень скудной информации об объекте приходится
предварительно решать большое число задач, методы решения которых, к
настоящему времени
только
начали
разрабатываться.
Задача
идентификации в узком смысле состоит в оценивании параметров и
состояния системы по результатам наблюдения над входными и
выходными параметры и предполагает значительно больший объем
априорной
информации,
включая
наличие
структурных
и
функциональных
математических
моделей
объекта.
Такую
идентификацию называют еще параметрической. Обобщенно процедуру
идентификации в этом случае можно представить следующей схемой (рис.
1).
264
Объект
n(t)
b - параметры
u(t)
Динамика
объекта
v(t)
y(t)
наблюдаемый выход
наблюдаемый вход
u'(t)
Вычислитель
Модель
yм(t)
Система
диф. уравнений
b - параметры
Рис. 1. Схема параметрической идентификации
Первым условием практической реализации представленной схемы
является наблюдаемость входов и выходов объекта. При решении задач
диагностирования технического состояния дизеля весьма популярны в
качестве диагностических сигналов такие выходы (на схеме обозначены
y(t)), как давление в цилиндре двигателя p(t), давление в топливопроводе
pт(t), виброускорение, измеренное на различных поверхностях двигателя
a(t), перемещение иглы форсунки hи(t). Этот перечень можно продолжить.
Отметим без доказательства, что информативность представленных
сигналов высока в первую очередь потому, что значения контролируемых
величин быстро изменяются во времени. В большинстве случаев
разработчики систем диагностирования дизеля совершенно справедливо
увязывают эти изменения с рабочим циклом двигателя и рассматривают
их не в функции от времени, а в функции от угла поворота коленчатого
вала. Фактически это означает, что наряду с измерением непосредственно
диагностического сигнала необходимо получение временной реализации
угла поворота коленчатого вала j(t). На схеме эта функция представлена
входом u(t). Во многих случаях полезно учитывать, что большую ценность
при диагностировании дизеля представляет наблюдение других величин, в
большей мере отвечающих понятию «вход» объекта. Действительно, при
анализе сигнала давления в цилиндре в первую очередь учитывается его
265
связь с движением поршня, при диагностировании топливной аппаратуры
возмущающим воздействием является движение плунжера насоса и т.д.
Хотя непосредственное наблюдение этих величин и проблематично,
правильнее будет понимать под входом объекта все-таки эти функции,
измеренные косвенным способом.
Понятие наблюдаемость в условиях диагностического эксперимента
неразрывно связано с погрешностью измерений. Разграничив отдельно
наблюдение за входом и выходом объекта проще установить влияние
внешних воздействий на наблюдения. На схеме эти воздействия также
показаны функциями времени v(t) и n(t). Трудно представить, что
характеристики v(t) и n(t) могли бы быть достоверно определены, однако в
ряде случаев их доминирующая компонента нам известна. Например, при
наблюдении за ходом поршня по результатам измерения положения
коленчатого вала необходимо учесть скручивание коленчатого вала,
коррекцию действительного положения ВМТ и т.п. Во многих
диагностических комплексах подобная коррекция в той или иной мере
присутствует.
Безусловно, важнейшим звеном параметрической идентификации
является математическая модель объекта. Ее задача заключается в
генерации функции yм(t) по результатам наблюдений за входом u’(t). Связь
между этими функциями устанавливается в первую очередь физическими
законами и опытными данными об объекте. Функция yм(t) является
некоторым аналогом выхода y(t) и, в идеале, должна была бы в точности
повторять ее. Например, зная характеристику движения поршня в
цилиндре дизеля можно рассчитать характеристику изменения давления
рабочего тела в цилиндре. Другой пример, зная характеристику движения
плунжера насоса ТНВД можно рассчитать характеристику изменения
давления в некотором сечении трубопровода. Замечательным
обстоятельством является то, что разработка подобных математических
моделей «с нуля» не требуется. Скорее всего, можно ограничиться
выбором и незначительной коррекцией (уточнением) одной из
существующих моделей с учетом задачи диагностики. Так в работе [2]
показано, что реализация подобного метода диагностирования дизеля по
индикаторной диаграмме потребовала включения в базовое уравнение
баланса всего одного дополнительного слагаемого, учитывающего
перетекания рабочего тела через гидравлические неплотности в цилиндре.
Ответственным этапом реализации метода идентификации является
установление перечня идентифицируемых параметров. На схеме эти
параметры представлены вектором b. Прежде всего, эти параметры
должны характеризовать техническое состояние объекта и существенно
266
влиять на динамику объекта и, следовательно, на его наблюдаемый выход.
Информативность разрабатываемой системы диагностирования будет
выше, если в перечне параметров будут преобладать показатели,
позволяющие оценить наиболее типичные для данного объекта дефекты, в
значительной мере влияющие на его эксплуатационные показатели.
Вероятно, хронологически именно этот этап разработки должен быть
первым и определять последующий выбор измерительного оборудования
и базовой математической модели. Практическое решение этой задачи
должно включать сбор и обработку статистической информации об
объекте, ранжирование параметров на математической модели.
Сформулируем теперь основную задачу рассматриваемого метода:
найти количественные значения параметров b, при которых выход модели
yм(t) и y(t) будут наиболее близки. Введенное здесь обозначение b вместо b
подчеркивает то обстоятельство, что мы вправе говорить лишь о
некотором приближении найденных параметров b действительно
имеющим место b. Иными словами, вектор b не вектор параметров, а
вектор их оценок.
Особая роль при достижении поставленной задачи принадлежит
критерию оценивания близости характеристик y’(t) и y(t). Наиболее
распространенным является выбор среднеквадратичного значения ошибки
модели.
E{y , y м ; β} =
t
ò {y( t ) - yм ( t ;β )}
2
dt ,
(1)
t -T
где T – анализируемый интервал времени.
Однако считать этот критерий единственным и универсальным нельзя.
Специфика конкретных решаемых задач может диктовать иные подходы.
Так в работе [2] по результатам экспериментальных исследований
рекомендовано сравнивать близость давлений в цилиндре двигателя по
критерию
E{y , y м ; β} = max y( t ) - y м ( t ;β ) .
tÎT
(2)
По данным [2] функционал ошибки, определенный в форме (2)
обеспечивает лучшие результаты в сравнении с (1). В работе [3] при
идентификации параметров сердечной деятельности в качестве критериев
оценки рассматриваются среднее значение ошибки
E{y , y м ; β} =
t
ò {y( t ) - y м ( t ;β )}dt ,
t -T
критерий экстремумов, определяемый как разность yм(t) и y(t) в
характерных точках сердечного цикла а также их комбинация.
267
Конкретный выбор функционала ошибки определяется природой
выходного сигнала, уровнем математической модели и должен быть
уточнен в ходе разработки метода идентификации.
Итак, с учетом введенных понятий основная цель идентификации
найти вектор b, при котором выполняется условие
E{y , y м ; β} ® min .
(3)
На схеме (рис. 1) блок, ответственный за вычисление ошибки модели и
поиск оценок, удовлетворяющих условию (3) назван «Вычислитель».
В общем случае процедура оценивания может быть двух типов. В
первом случае полагают, что
¶E
= 0 , при i=0, 1, …, m
¶β i
и в ходе идентификации решают (явными методами) систему из m+1
уравнений с m+1 неизвестными. Во втором случае полагают
¶E
® 0 , при i=0, 1, …, m,
¶β i
а решение ищут с помощью неявных итерационных методов. Подобная
задача является задачей нелинейного программирования, для которой
разработано большое количество численных методов оптимизации. Выбор
конкретного алгоритма оптимизации составляет еще один из этапов
практической реализации метода идентификации. Известно, что точность
и время поиска минимума зависит от уровня задачи оптимизации (в нашем
случае от размерности вектор оценок b). Применение детерминированных
математических моделей позволяет понизить уровень оптимизации
разбиением интервала наблюдения T на несколько (k) характерных
периодов Ti (i=1, 2, …, k), для которых по априорным данным известны
параметры, оказывающие преобладающее влияние на выход модели. Так,
например, в работе [4] оцениванию поочередно подвергались три участка
индикаторной диаграммы, для каждого из которых искались свои
компоненты вектора b. Действительно, для участка сжатия (до начала
видимого горения) изменение давления в цилиндре зависит от фазы
закрытия впускного клапана (b1), показателя гидравлической плотности
цилиндра (b2), действительного объема камеры сжатия (b3) и совсем не
зависит от фазы начала подачи топлива (b4), цикловой подачи (b5) и т.п. С
другой стороны, найденные на этом этапе оптимизации оценки b1, b2 и b3
позволяют исключить их из поиска при анализе следующего интервала
индикаторной диаграммы – участка горения топлива, для которого
преобладающее влияние на развитие процесса и выход модели оказывают
b4 и b5. Таким образом, автору работы [4] удалось реализовать оценивание
268
шести параметров с числом одновременно оптимизируемых параметров не
больше трех.
Подводя итог вышесказанному, сформулируем основные этапы
разработки метода идентификации применительно к задаче технической
диагностики дизеля. К ним относятся:
- выбор идентифицируемых (оцениваемых) параметров, являющихся
наиболее значимыми для диагностики;
- выбор наблюдаемых выходов и входов с учетом оцениваемых
параметров и достигнутого уровня в технике измерений;
- разработка или уточнение математической модели объекта
диагностирования;
- выбор вида функционала оценивания и алгоритма решения
оптимизационной задачи.
Применение метода идентификации в задачах диагностики дизеля по
результатам исследования быстропротекающих процессов позволяет
получить ряд бесспорных преимуществ по сравнению с традиционными
безразборными методами диагностики, а именно:
- получение количественных показателей износов, разрегулировок и
т.п. без их явного измерения в эксплуатации;
- минимальный объем опытных данных об объекте диагностирования
для реализации метода;
- минимальные сроки программной реализации метода, в том числе и
для вновь вводимых в эксплуатацию типов дизелей.
ЛИТЕРАТУРА
Эйкхофф П. Основы идентификации систем управления. Оценивание
параметров и состояния: пер. с англ. / П. Эйкхофф; пер. В.А. Лотоцкий,
А.С. Мандель; под ред. Н.С. Райбмана. – М: Мир.- 1975. – 680 с.
Коньков А.Ю. Средства и метод диагностирования дизелей по
индикаторной диаграмме рабочего процесса: моногр. / А.Ю. Коньков, В.А.
Лашко. – Хабаровск: Изд-во ДВГУПС.- 2007. – 147 с.
Остапенко Т.И. Исследование идентифицируемости системы
кровообращения / Т.И. Остапенко, А.П. Прошин, Ю.В. Солодянников //
Автоматика и телемеханика, Т. 68. – 2007. – №7. – С. 132-151.
Маркелов А.А. Диагностирование дизеля по результатам расчетноэкспериментального исследования индикаторной диаграммы в условиях
рядовой эксплуатации: дисс. … канд. тех. наук: 05.04.02: защищена
29.05.07 / Маркелов Андрей Александрович. – Хабаровск. – 175 с.
269
ДИАГНОСТИРОВАНИЕ ТОПЛИВНОЙ СИСТЕМЫ ДИЗЕЛЬНОГО
ДВИГАТЕЛЯ Д-240 С ПРИМЕНЕНИЕМ РАСХОДОМЕРА
ТЕРМОАНЕМОМЕТРИЧЕСКОГО ТИПА
Авдеев Р.Ф., Паламодов Е.О.(Читинский государственный
университет, Чита, Россия)
Предложена конструкция измерителя мгновенного расхода топлива
для дизеля. Приведены некоторые результаты ее экспериментального
исследования.
Для измерения расхода топлива в настоящее время применяют
колбовые
расходомеры,
счетчиковые
расходомеры,
лопастные,
поршневые, тахометрические, электромагнитные и другие. Анализ
конструкций расходомеров показал, что в их состав входят как
подвижные, так и не подвижные звенья. Подвижные звенья являются
источником инерционной нагруженности, что снижает чувствительность
прибора. В последнее время появилась измерительная аппаратура,
функционирующая на других принципах. Более высокой точности
измерения
мгновенного
расхода
топлива
отвечают
приборы
термоанемометрического типа. Принципиальная схема такого прибора
показанная на рис.1, которая представляет собой измерительный мост, в
плечи
которого
включены
сопротивления:
измерительное
Rи
компенсационное Rк, подстроечное Rп, опорное R0. Измерительное и
компенсационное сопротивления выше потенциала входа «-», что
формирует на выходе операционного усилителя сигнал управления. Этот
сигнал открывает транзистор, в результате чего возрастает напряжение
питания моста, возрастает ток через измерительный резистор, увеличивая
количество выделяемой теплоты, растет температура измерительного
элемента, потенциал входа «+» падает, электронная схема переходит в
новое устойчивое состояние. Таким образом, поддерживается заданный
перегрев измерительного элемента относительно окружающей среды.
Выходной сигнал, снимаемый с образцового резистора, служит мерой
расхода топлива. Операционный усилитель ОУ2 предназначен для
развязки измерительной цепи от регистрирующего прибора и вычитания
искусственного нуля датчика. Блок стабилизации напряжения для
операционных усилителей собран на двух стабилитронах Д1 и Д2 и
токоограничивающем сопротивлении. Питание схемы осуществляется от
биполярного источника стабилизированного напряжения ±15В.
Потребляемая мощность не более 40Вт.
270
Rб
+
Rк
T
Rи
Rвх
ОУ1 +
Uп
Д2
Д1
С1
С2
Rв
-
+
ОУ2
Uвых
Rос
Rп
R0
Uип
Рис.1. Принципиальная схема термоанемометра постоянной температуры
Измерение мгновенного расхода топлива осуществлялось на стенде.
Поток топлива при работе двигателя имеет пульсирующий характер.
Пульсирующий характер потока топлива при исследовании динамики
расхода имеет место не только на установившихся режимах работы
двигателя, но и наблюдается на неустановившихся.
Снижение пульсаций потока топлива достигается применением
рессивера или дросселированием через мерный трубопровод, вторая
возможность наиболее проста. Дроссель устанавливался на входе в
топливоподкачивающий насос.
Тарировка датчика мгновенного расхода топлива установленного в
систему питания ДВС осуществлялась весовым измерителем АИР-50,
который был включен последовательно в топливоподающую систему, что
позволило измерять интегральный расход топлива двигателя на
установившихся режимах.
Экспериментальный анализ проводился в два этапа. На первом этапе
была рассмотрена динамика изменения расхода топлива при работе
двигателя по регуляторной ветви скоростной характеристики, и
корректорной на втором. Сравнивая полученные характеристики расхода
топлива
двигателя
соответственно
на
установившихся
и
неустановившихся режимах его работы, можно заметить их заметную
разницу в характере протекания кривых. Снижение мгновенного расхода
топлива при разгоне двигателя обусловлено наличием инерционности
всережимного центробежного регулятора частоты вращения, а также
наличием трения в его узлах, снижая динамические возможности
271
двигателя. Интенсивность снижения мгновенного расхода топлива также
зависит от интенсивности изменения нагрузки на двигатель, в нашем
случае от интенсивности изменения передаточного числа бесступенчатой
передачи – изменения параметра регулирования аксиально-поршневого
насоса.
Регистрация мгновенного расхода топлива осуществляется на
осциллограмме самопишущего быстродействующего прибора Н - 338/4.
ВЫВОДЫ
1. Использование в качестве измерителя мгновенного расхода топлива
термоанемометра позволяет изучать неустановившиеся процессы в
системе топливоподачи не только в лабораторных условиях, но и на
реальных образцах самоходных машин, оснащенных дизельными
двигателями.
2. Интенсивность снижения мгновенного расхода топлива зависит от
интенсивности изменения нагрузки на двигатель.
3. Испытания показали работоспособность расходометра термоанемометрического типа в жидкой среде. Использование в качестве
измерителя мгновенного расхода топлива термоанемометра позволяет
проводить экспериментальный анализ процессов, протекающих в системе
топливоподачи двигателя при совместной работе с перспективными
трансмиссиями колесных машин.
ФИЗИКО-ХИМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА НАГАРОВ
Пермяков В.В., Усольцев А.А., Степаненко А.М. (Владивостокский
государственный университет экономики и сервиса, Владивосток, Россия)
Представлены результаты физико-химических исследований состава
нагаров цилиндропоршневой группы автомобильных двигателей. Анализ
полученных результатов позволяет утверждать, что природе этих
отложений соответствует представление их как полифункциональных
органических соединений, ковалентно связанных с поверхностной
оксидной пленкой.
В настоящее время автомобильный парк Приморского края
пополняется транспортными средствами новых конструкций. Дальнейшая
их эксплуатация, безаварийная работа, продление моторесурса
невозможны
без
организации
служб
экспресс-диагностики
и
предупредительного ремонта. Зачастую нештатная работа двигателя
272
связана с образованием нагаров и отложений в цилиндропоршневой
группе (ЦПГ) и масляной системе, что может вызвать так называемый
эффект «залегания колец», калильное зажигание, детонацию или жесткую
работу двигателя [1, 2]. Создание простой технологии безразборной
очистки ЦПГ двигателей является, таким образом, актуальной задачей,
решение которой невозможно без тщательного изучения механизмов
нагарообразования и самой природы нагаров и отложений.
Образцы нагаров были собраны с различных частей ЦПГ частично или
полностью разобранных ДВС механическим путем (соскобом). В качестве
частей ЦПГ были выбраны: канавки под компрессионными и
маслосъемными кольцами и днище поршня. Все двигатели с пробегом
более 150 тыс. км имели признаки залегания компрессионных колец
(неравномерное значительное снижение компрессии по цилиндрам). Всего
было обследовано 12 двигателей машин фирм «ТОYОТА», «ММС»
«НОNDА», «ISUZU», «ГАЗ», «ВАЗ», «ЗИЛ». Во всех случаях для образцов
нагаров были выполнены следующие физико-химические исследования:
Измерение оптической плотности выполняли на ИК-спектрометре
Sреktrum ВХ II фирмы Perkin-Elmer. Содержание углерода в образцах
определяли с помощью анализатора углерода, азота и водорода фирмы
Сагlо Erba Termoclas (Италия), модель Flush ЕА 100012 НСN / МАS 200.
Термогравиметрический анализ образцов осуществляли на приборе
дериватограф Shimadzu DTG – 60H. Условия: 10°/мин до 15000 С.
Атомно-абсорбционный спектрофотометр АА-6601F (Shimadzu)
использовали для определения содержания в образцах Fe и Al.
Спектральные и физико-химические характеристики нагаров внутри
бензиновой и дизельной групп сходны между собой, но в, то же время
отличия между группами все же имеют место. Чтобы избежать повторения
практически идентичных данных, анализ спектральных данных и физикохимических характеристик образцов нагаров будет произведен на примере
пяти образцов нагаров с различных частей ЦПГ бензинового – 3S FSЕ и
дизельного – ZD 30 (ADTI), как наиболее характеристичных. Приняты
следующие обозначения: образец 1 — нагар, собранный из канавок под
компрессионными кольцами ЦПГ 3S FSE; образец 2 — нагар, собранный
из канавок под маслосъемными кольцами ЦПГ 3S FSE; образец З — нагар
с днища поршня ЦПГ 3S FSE; образец 4 нагар, собранный из канавок под
компрессионными кольцами ЦПГ ZD 30; образец 5 – нагар с днища
поршня ЦПГ ZD 30.
Все образцы представляют собой черные сыпучие порошки,
нерастворимые в большинстве органических растворителей различной
полярности. Частичное растворение и окрашивание растворов
273
наблюдалось при нагревании в диметилформамиде (ДМФА),
диметилсульфоксиде (ДМСО), гексаметаполе (ГМФК) и продажной (85%)
H3РО4.
Инфракрасный спектр образца 1 содержит полосы поглощения с
максимумами при 3193 см-1 (связ. ОН), 2924. 2880 см-1 (-СН2), 1715 см-1
(С=О), 1615 см-1 (аром), 1456. 1379 см-1 (С-Н), 1153, 1116 см-1 (-С-О, С-ОС), 760 см-1 (С-О-М) и 600 см-1 (М-О-М). Отнесения полос сделаны на
основании [3].
Инфракрасный спектр образца 2 содержит практически те же полосы
поглощения, но с незначительными гипсохромным сдвигом в ближней и
батохромным в дальней ИК областях.
В инфракрасном спектре образца 3 заметно снижены интенсивности
полос поглощения в области метиленовых групп (2924, 2853 см-1),
карбонильной (1715 см-1), ароматической (1600 см-1) и метил-метиленовой
составляющей (1450, 1380 см-1). В то же время относительная
интенсивность других полос поглощения в дальней области ИК: 1090,
1034 см-1 (С-О-, С-О- И С), 602, 556 см-1 (С-О-М, М-О-М) даже возрастает.
Такой характер ИК спектров образцов 1-3 нагаров позволяет
предположить, что по своей природе они представляют собой сложные
смеси полифункциональных органических соединений, вероятно,
ковалентно связанных с металлической поверхностью через пленку
оксидов.
ИК спектр образца 4 содержит полосы поглощения с максимумами
при 3200 см-1 (связ. ОН), 2924, 2853 см-1 (меиленовые), широкая
диффузная полоса 1700-1600 см-1 (С=О и ароматика), 1457, 1377 см-1
(метил-метиленовые), 1115, 1034 см-1 (С-О, С-О-С), 668, 600 (С-О-М, М-ОМ). Обращает на себя внимание значительное снижение интенсивности
карбонильного и ароматического поглощения (1700-1600 см-1) , по
сравнению с образцом 1. Это связано, по-видимому, с более жестким
характером процесса горения в дизелях.
И, наконец, интенсивности всех полос поглощения в ИК спектре
образца 5 (кроме очень интенсивных «метиленовых» - 2924 и 2853 см-1)
значительно занижены даже по сравнению с аналогичным ИКС образца 3.
Предположение о природе нагаров, как о сложных смесях
органических полифункциональных соединений, подтверждается и
данными термогравиметрического анализа. Характерно, что практически
во всех дериватограммах наблюдается двухэтапная потеря массы с пиками
при 330-390 0С и 505-537 0С, которая заканчивается фактически до
температуры крекирования (700 0С). Возможно, первый этап связан с
процессами дегидратации, а второй с потерей тяжелых слабосвязанных
274
ароматических фрагментов. Наличие в составе нагаров как
сильносвязанных
гидроксилсодержащих,
так
и
ароматических
компонентов подтверждается данными ИК спектров образцов.
В пользу этих рассуждений говорят также данные элементного анализа
на углерод: Во всех образцах содержание углерода находится в диапазоне
63-67%.
Показательно также и содержание в образцах металлов Fе и Аl,
основных элементов сплавов, из которых выполнены элементы ЦПГ.
Таблица 1
Наименование
Образец 1
Образец 2
Образец 3
Образец 4
Образец 5
Содержание металлов в образцах
Содержание Fe, %
0,83
0,33
0,26
5,43
3,38
Содержание Al, %
0,17
0,07
0,12
2,53
1,25
Обращает на себя внимание завышенное содержание металлов в
образцах, полученных из ЦПГ дизельного двигателя (см. образцы 4,5), что,
вероятно, связано с большим износом ЦПГ.
В ходе данной работы удалось показать, что нагары в ЦПГ ДВС как
дизельного, так и бензинового типов представляют собой не просто
коксовые отложения, но смеси полифункциональных (поли-окси-оксо)
органических соединений, ковалентно связанных с поверхностной
оксидной пленкой. Предварительные результаты [4], полученные нами
при очистке такого типа двигателей от нагара, восстановление
работоспособности свечей зажигания с помощью оригинальных фосфор- и
борсодержащих композиций, показывают перспективность разработки
этого направления исследований.
ЛИТЕРАТУРА
1. Папок К.К. Нагары, лаковые отложения и осадки в автомобильных
двигателях / К.К. Папок, А.Б. Виппер. – М.: Машгиз.- 1956. – 156 с.
2. Григорьев М.А. Износ и долговечность автомобильных двигателей /
М.А. Григорьев, Н.И. Пономарев. – М.: Машиностроение.- 1976. – 248 с.
3. Гордон А. Спутник химика / А. Гордон, Р. Форд. – М.: Мир.- 1976. –
542 с.
4. Пат. 2258820 Российская федерация. Способ безразборной очистки
двигателя внутреннего сгорания / опубл. 20.08.2005.
275
ТЕХНОЛОГИЯ БЕЗРАЗБОРНОЙ КАЧЕСТВЕННОЙ ОЦЕНКИ
СОСТОЯНИЯ ЦИЛИНДРОПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ АВТОМОБИЛЯ
Пермяков В.В., Усольцев А.А., Степаненко А.М. (Владивостокский
государственный университет экономики и сервиса, Владивосток, Россия)
Технология разработана в НПЛ «Химмотология» ВГУЭС,
запатентована и апробирована на базе «Учебно-экспериментального»
центра ВГУЭС. Новизна предлагаемой технологии заключается в
применении химических композиций, позволяющих эффективно удалять
нагар без изменения физико-химических характеристик топлива и масла.
Воспроизведение способа не требует дорогостоящих приборов и
оборудования.
В Приморском крае парк подержанных автомобилей составляет более
95% от их общего числа. Дальнейшая их эксплуатация, безаварийная
работа, продление моторесурса невозможны без организации служб
экспресс-диагностики и предупредительного ремонта.
В настоящее время существует множество способов диагностики
состояния цилиндропоршневой системы двигателя внутреннего сгорания
(ДВС). Известные способы позволяют определить компрессию в
цилиндрах двигателя и износ деталей цилиндропоршневой группы (ЦПГ),
в частности, поршневых колец, но они являются трудоемкими, требуют
значительного времени и квалифицированного персонала для своего
осуществления. Сложные в аппаратурном оформлении, эти способы
пригодны для использования в лабораторных условиях, на испытательных
стендах, но не имеют применения в авторемонтных мастерских.
Известен способ оценки технического состояния цилиндропоршневой
группы двигателя внутреннего сгорания, не требующий графической и
математической обработки результатов и участия теоретически
подготовленного персонала для установления причины отклонения в
техническом состоянии [1]. Этот способ имеет ряд недостатков. Например,
контролировать техническое состояние ЦПГ ДВС предлагается только по
величине измеряемой компрессии, до и после очистки двигателя. Хотя в
ряде случаев, компрессия может быть обусловлена наличием масляного
«клина», в месте сопряжения кольца и зеркалом цилиндра. В описываемом
способе очистка ЦПГ ДВС осуществляется с помощью известных
модификаторов (выносителей нагара), которые добавляют в топливо.
Восстановление работоспособного состояния компрессионных колец
препятствует доступу очищающих композиций к маслосъемным кольцам.
276
Развитием данного способа является технология безразборной
очистки, включающая использование моюще-диспергирующих реагентов
для масляной системы [2]. Новизна предлагаемой технологии заключается
в применении химических композиций, позволяющих одновременно и
эффективно удалять нагары из ЦПГ и отложения в масляной системе, не
привнося никаких изменений в топливо или масло. Композиции не
оказывают агрессивного воздействия на материал элементов ДВС.
Воспроизведение способа не требует дорогостоящего оборудования и
приборов. Реализация технологии предполагает контроль компрессии,
токсичности отработанных газов и расхода масла до и после очистки.
Именно с появлением последнего способа безразборной очистки ДВС
появилась реальная возможность разработки технологий предварительной
диагностики и предупредительного ремонта ДВС. Наряду с диагностикой,
возможно и улучшение эксплуатационных параметров двигателя. Такие
технологии дают возможность на этапе предварительной диагностики
совместить определение возможной причины неисправности с
одновременным устранением одной из них (обусловленной, например,
наличием нагара в канавках под поршневыми кольцами).
Потенциальными потребителями данной технологии являются:
автосервисы, автотранспортные предприятия, предприятия, имеющие свой
автопарк и частные автовладельцы. Кроме того, безусловный интерес эти
предложения могут вызвать у автовладельцев, эксплуатирующих технику
в местах значительного удаления от предприятий авторемонта. Как
показали наши исследования, применение этих технологий возможно на
речном и морском транспорте.
Пути расширения применения описанных технологий видятся в
проведении семинаров для автомехаников и лиц, ответственных за
состояние автопарков, различного рода промоакций и разъяснительных
рекламных мероприятий, и др. Некоторые экономические аспекты и
возможная стоимость услуг приведены в табл. 1.
Таблица 1
Объем
двигателя
автомобиля, (л.)
1,5 - 2
2,5 - 3
3,5 - 4
Оценка экономической эффективности метода
Стоимость
Оплата труда,
Цена
Ожидаемая
материалов,
(руб.)
реализации,
прибыль, (руб.)
(руб.)
(руб.)
800
500
1600
300
1400
600
2300
300
2000
700
3000
300
В стоимость материалов входит цена промывочного масла и
химической композиции. Общее количество реализованных услуг по
277
применению данной технологии за 2006-7 г.г. составило около пяти тысяч.
Предполагается, что с организацией поточного производства и при
соответствующем маркетинге число оказываемых услуг достигнет 10
тысяч в первый год реализации проекта и в течение 3-х лет достигнет
показателя 50 тыс. в год. Таким образом, прогнозируемая прибыль
составит 3 млн. руб. уже в первом году, и достигнет 15 млн. в год на
третьем году реализации проекта.
ЛИТЕРАТУРА
1. Пат. 2213338 Российская федерация. Способ оценки технического
состояния цилиндропоршневой группы двигателя внутреннего сгорания.
2. Пат. 2258820 Российская федерация. Способ безразборной очистки
двигателя внутреннего сгорания / опубл. 20.08.2005.
БЕЗРЕМОНТНАЯ ЭКСПЛУАТАЦИЯ МЕХАНИЗМОВ – ЭТО
РЕАЛЬНОСТЬ. ПРОБЛЕМЫ, ПУТИ, РЕШЕНИЯ,
ПЕРСПЕКТИВЫ…
Голубицкий А.И.1, Аванесян В.П.2 (1ООО НПФ «Дедал» при ЯНЦ СО
РАН), Якутcк, Россия; 2 ООО НТВП «Радуга», Москва, Россия)
Системная работа по повышению эффективности поршневых
двигателей в России фактически прекратились в начале 90-х годов ХХ
века. Для получения новых эффективных двигателей современного уровня
необходимо минимум 15-20 лет. Сложившаяся ситуация заставляет
искать пути поддержания существующего парка ДВС в технически
исправном состоянии, в т.ч. с применением новых технологий,
позволяющих безразборно восстанавливать износы пар трения, а также
искать новые технологии по снижению удельных расходов топлива.
По оценкам американских специалистов стоимость интеллектуального
потенциала России оценивается в 400-500 млрд.дол.[1], но реализовать
данный потенциал без поддержки государства и крупных компаний
невозможно.
Времена «дикого» рынка медленно, но уверенно уходят в прошлое и на
повестку дня выходят вопросы, как эффективно выйти на уровень
высокоразвитых стран по основным показателям как: производительность
труда, затраты на единицу продукции и т.д.
Соответствовать требованиям нового времени могут только
принципиально новые предприятия
(экономически эффективные,
финансово-устойчивые, соответствующие экономическим стандартам,
278
обладающие передовыми технологиями и высококвалифицированными
кадрами). Важнейшая составляющая новой политики должна стать
максимально эффективное использование природных топливноэнергетических ресурсов,
снижение удельных затрат энергии на
производство продукции и
ремонт оборудования, минимизация
техногенного воздействия на окружающую среду и т.д.
На современном этапе экономика России характеризуется высокой
удельной энергоемкостью в 3-10 раза превышающей данные показатели в
развитых странах и это особенно показательно на Крайнем Севере.
Мероприятия
по
ресурсо-энергосбережению
должны
стать
обязательным для всех предприятий, где одним из основных пунктов
должны стать поиск и скорейшее внедрение достижений научнотехнического прогресса
и новых технологий, в т. ч. освоение
принципиально новых нанотехнологий.
В распоряжении Правительства РФ № 1234-р от 28.08.03г. «Об
энергетической стратегии России до 2020 года» одной из основных задач
является снижение удельной энергоемкости ВВП в 2 раза.
ООО НПФ «Дедал» создано в 1993 г., основой нашей деятельности
является разработка и внедрение в производство новейших технологий,
направленных на решение вопросов ресурсоэнергосбережения, в т.ч. и на
предприятиях РС(Я).
Имея свои разработки и патенты [2], «Дедал» так же представляет
интересы ряда ведущих научно-исследовательских институтов России в
Республике, работает не только в РС(Я), но и в Красноярском крае,
Хакасии, Новосибирской области с крупнейшими организациями и
предприятиями как: ОАО «Ленское объединенное пароходство», ОАО
«Якутскэнерго», Красноярской жел.дорогой, Новосибирским оловянным
комбинатом и т.д.
ООО НПФ «Дедал» совместно с рядом разработчиков проведены
НИОКР, которые позволяют использовать на автотранспорте
низкооктановые бензины марки А-60 и даже А-50.
Внедрение ряда других технологий и оборудования, например, на
двигателях дизельных электростанций позволяет значительно экономить
дизельное топливо, моторное масло и одновременно увеличивает ресурс
работы ДВС.
ООО НПФ «Дедал» лауреат выставок: «Якутия-Юбилейная – 2000г.»,
«Новые технологии 2001г.», в 2002 году координационным Советом по
поддержке и развитию предпринимательства при Президенте Республика
Саха (Якутия) награжден дипломом «Лидер Перемен» в области новых
технологий».
279
В 2005 году высокая эффективность технологии ФРС отмечена
Свидетельством Международной научно-технической конференцией
«Двигатели 2005», проходившей в г. Хабаровске 19-23 сентября.
В настоящее время вопросы качества промышленной продукции, в
частности машин, механизмов, транспортных средств имеют не только
техническое, но и большое экономическое и социальное значение.
Одним из путей борьбы с износом, трением и обеспечением
надежности и долговечности техники, является избирательный перенос
(открытие Российских ученых, профессоры – Крагельский и Гаркунов) [3,
4, 5, 6], позволяют добиться «безизносности» при работе узлов трения за
счет автокомпенсации износа.
Открытие эффекта «безизносности» и изучение его механизмов
создало условия для реализации избирательного переноса и создания
композиций, действие которых основано на эффекте автокомпенсации
износа и формирование поверхностей трения с заданными
антифрикционными свойствами, а также решить ряд задач по
восстановлению изношенных узлов и двигателей, редуктора, топливной
аппаратуры и др.
На базе данного открытия ООО НПФ «Дедал» совместно с фирмой
ООО «ПИОТР» разработала и внедрила технологию и составы ФРС
(фрикционно-регенерирующие составы), которые позволяют безразборно,
без замены запчастей в процессе эксплуатационного режима
восстанавливать имеющиеся износы с одновременным увеличением
ресурса и улучшения его технических характеристик.
Зафиксированы два факта, когда в ОАО «ЛОРП» на ледоколе
«К.Бородкин» (ДВС АО «Вартсила» VASA 12V22B) Российским Речным
Регистром были зафиксированы микротрещины на шейке каленвала. После
применения технологии ФРС через год работы данных микротрещин не
было обнаружено.
Такой же факт имел место на ДГ-315 ОАО «Сахаэнерго», где при
обследовании были отмечены микротрещины и каверны и компетентная
комиссия определила, что максимальный срок работы данного коленвала
2-4 месяца, Однако после применения технологии ФРС данный коленвал
отработал более 3 лет и, по отзывам эксплуатационников, данный ДВС
работал лучше, чем 4 других ДГ.
Экономическая эффективность данной технологии составляет по
самым скромным расчетам 1 к 3, т.е. на каждый вложенный рубль,
предприятие получает три рубля.
Технология проста в применении, время обработки ДВС типа Г-60 – 45 часов, в дальнейшем требуется просто доливать при расходе масла на
280
угар один состав в объеме 4-8 литров в год для поддержания полученных
характеристик.
Немаловажную роль в сфере применения диагностического
оборудования сыграли внедрение приборов «DEPAS» и «ИРП», которые
позволяют безразборно проводить диагностику состояния ЦПГ, но самое
главное позволяет точно устанавливать угол между верхней мертвой
точкой (ВМТ) и моментом, соответствующим максимальному давлению
газов в цилиндре.
В комплексе с технологией ФРС применение данного
диагностического оборудования позволяет без разборки делать заключение
Речным Регистром о продлении сроков работы ДВС.
Одновременно разработана и внедрена технология ФРС-2 для
восстановления и увеличения ресурса подшипников качения, редукторов,
сальниковых набивок водяных насосов т.д., что позволяет опять-таки
безразборно восстанавливать износы, увеличивать ресурс узлов в
несколько раз. Кроме этого после применения данной технологии идет
экономия электроэнергии от 4 до 10%. Данная технология успешно
применяется с 1998 г. на Красноярской ж.д. (Абаканское отд.), где по
настоящее время восстановлены сотни подшипников и увеличен ресурс
работоспособности десятков реборд колесных пар.
Всего разработан 21 состав и технологий для различных пар трения, в
т.ч. для восстановления плунжерных пар насосов ТНВД, лодочных
моторов и т.д. Также составы для ДВС зарубежного производства.
Следующее направление разработок – это новые подходы в области
теории горения, направленное на резкое снижение (20-50 %) расхода
топлива.
Одним из удачных решений в этой области можно привести теорию
гиперчастной механики и механики микромира Д.Х.Базиева и
практической науки в этой области, представленной профессором
Андреевым Е.И. [7].
В соответствии с изложенной теорией и известными физическими
явлениями разработан механизм горения, Он состоит в следующем.
Топливо при горении является донором (поставщиком) свободных
электронов в плазму. В плазме (пламени) имеющей отрицательный заряд
свободный
электрон
электродинамически
взаимодействует
с
положительным ионом (атомом) кислорода, вырывая с его поверхности
мелкие положительно заряженные частицы. Вылетая с большой скоростью
эти частицы, отдают кинетическую энергию плазме, нагревая ее, и
удаляются в виде
фотонов света.
По окончании процесса
энерговыделения
исходные
продукты,
образовавшие
плазму,
281
превращаются в продукты горения – окислы. Таким образом, окисление
является не причиной и сутью горения, а его следствием.
Сутью метода осуществления горения является разрушение молекул
кислорода и азота с освобождением электронов межатомной связи и
использованием их взамен свободных электронов, поставляемых
топливом: тогда расход топлива можно сократить, либо вообще
исключить.
С 2003 г. нами проведено несколько НИОКР по апробации данной
технологии, где последовательно подтверждено, что на базе новой теории
горения и энергоинформационного воздействия, реально можно добиться
значительного снижения расхода топлива.
На сегодня назрела необходимость комплексного государственного,
законодательного регулирования данных вопросов, что позволит
малозатратным методом на новых научных подходах решить назревшие
проблемы поддержания технического состояния парка транспортного
комплекса, снижения расхода ГСМ и улучшения экологических
показателей ДВС. Данная задача поставлена в Послании Президента
России Федеральному Собранию РФ 26.04.07г., где отмечено, что
необходимо создание «такой экономики, где основным двигателем
является не темпы освоения природных ресурсов, а именно идеи,
изобретения и умение быстрее других внедрять их в повседневную жизнь».
ЛИТЕРАТУРА
1. Лебедев Ю. Создание системы коммерцилизации отечественной
интеллектуальной собственности – задача национальной значимости / Ю.
Лебедев // Человек и труд. М.: 2002. - № 3. - С. 5.
2. Хренов, А.Ю. Способ формирования сервовитной пленки
триботехническим составом. патент Российской
Федерации № 2035636
/ А.Ю. Хренов, И.В. Никитин, Н.В. Уткин, А.И. Голубицкий. М.: Изд-во
ФИПС.
3. Хайнике, Г. Трибохимия. М.: Изд-во Мир. – 582 с.
4. Маринич, Т.Л. В природных зеркалах скольжения отражается наше
завтра / Т.Л. Маринич // Инициатива. СПб.: НТО КИ. – 1994. - № 1. - С. 715.
5. Родин, Ю.А. Безизносность деталей при трении / Родин Ю.А., Суслов
П.Г Л.: Машиностроение. - 1989. – 229 с.
6. Гаевик, Д.Т. Справочник смазчика / Д.Т. Гаевик. М.: Машиностроение. –
1990. – 350 с.
7. Андреев, Е.И. Основы естественной энергетики / Е.И. Андреев. СПб.:
Изд-во Невские жемчужины. – 2004. – 582 с.
282
ВЛИЯНИЕ НИЗКИХ КЛИМАТИЧЕСКИХ ТЕМПЕРАТУР
НА РАБОТОСПОСОБНОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ ИМПОРТНЫХ
ГРУЗОВЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
Ишков А.М.1, Левин А.И.1, Зудов Г.Ю.2 (1Якутский научный центр
Сибирского отделения Российской академии наук, Якутск, Россия;
2
Научно-исследовательский и проектный институт алмазодобывающей
промышленности, Мирный, Россия)
Количество импортных автомобилей в Якутии растёт. Наряду с
другими марками магистральных грузовиков широко используются
автомобили МАН F2000 и Volvo серии FH/FM. При эксплуатации
дорогостоящей импортной техники очень важно оценить затраты на
ремонт автомобиля, основных агрегатов и в первую очередь двигатель.
В 2000 году в акционерной компании "АЛРОСА" начата эксплуатация
магистральных тягачей МАН F2000. Собранна информация об отказах 40
автомобилей с начала эксплуатации, которая началась в декабре 2000 года,
по июнь 2007 года. За период наблюдения зафиксировано 4182
обслуживаний и отказов. Построена гистрограмма отказов по системам
(рис.1.)
Рис.1. Количество отказов автомобиля МАН по системам: 1 - двигатель; 2 - система
питания; 3 - система выпуска газов; 4 - система охлаждения; 5 – сцепление; 6 - коробка
передач; 7 - валы карданные; 8 - мост задний; 9 - мост средний; 10 - рама; 11 подвеска; 12 - ось передняя; 13 - колёса и шины; 14 - управление рулевое; 15 - тормоза;
16 - электрооборудование; 17 - кабина; 18 - дверь боковая; 19 – сидение; 20 вентиляция и отопление; 21 - компьютерная диагностика; 22 – ПЖД; 23 - техническое
обслуживание; 24 – сидельно-сцепное устройство; 25 - прочие
283
Анализ показывает, что наибольшее количество отказов приходится на
двигатель, подвеску, тормоза, кабину, электрооборудование. Рассмотрим
особенности отказов для отдельных систем и узлов.
Средняя наработка автомобиля МАН приведена на рис. 2.
Рис.2. Наработка на отказ автомобиля МАН
Средняя наработка на отказ составляет 8146 км., среднее квадратичное
отклонение 12906 км. Закон распределения наработки на отказ
экспоненциальный. Результаты расчёта показателей надёжности для
систем наиболее подверженных отказам приведены в табл. 1.
Таблица 1
Показатели работоспособности некоторых систем автомобиля МАН
Название системы
Закон распределения
Средняя
Среднее
наработка,
квадратичное
км.
отклонение,
км.
Двигатель
экспоненциальный
32773
34588
Подвеска
экспоненциальный
46927
51533
Тормоза
экспоненциальный
49708
67582
Кабина
экспоненциальный
54672
55350
Электрооборудование
экспоненциальный
76088
89505
Как видно из табл. 1 видно, что основным законом распределения
наработки на отказ для систем, лимитирующих надёжность автомобиля
МАН,
является
экспоненциальный
закон
распределения.
284
Экспоненциальный закон свидетельствует о большой вероятности
возникновения внезапных отказов, которые трудно прогнозировать. Для
большинства других систем наработка на отказ подчиняется тоже
экспоненциальному закону.
Для оценки влияния природно-климатических факторов было
проведено распределение количества отказов от времени года. На рис.3.
приведено распределение количества отказов моста среднего.
Рис.3. Распределение числа отказов моста среднего автомобиля МАН
Анализ рис. 3. показывает, что число отказов моста среднего в зимнее
время в 5-7 раз выше, чем в летнее время. Подобная картина наблюдается
для моста заднего и по другим системам автомобиля МАН. Например: в
системах питания, охлаждения, вентиляции и отопления число отказов
зимой в 3-4 раза выше, чем летом. Степень влияния природноклиматических факторов для отдельных систем не столь существенно. Так
по оси передней наблюдается стабильное 5-8 отказов в месяц, количество
которых не зависит от времени года.
Для прогноза количества отказов в зависимости от пробега автомобиля
МАН нами весь пробег разбит на периоды 50 тыс. км. Затем в каждом из
этих периодов подсчитано количество отказов или обслуживаний на один
автомобиль (рис. 4.). Как видно из рис. 4, линейная зависимость адекватно
описывает фактические данные. Коэффициент корреляции равен 0,89.
Наблюдается устойчивая тенденция повышения количества отказов с
увеличением пробега автомобиля. Зная это, можно прогнозировать
количество отказов и соответственно затрат на запасные части.
285
Рис.4. Зависимость количества отказов на 1 автомобиль МАН от пробега
Анализ показал, что одним из существенных факторов, влияющих на
число отказов, является пробег автомобиля. Наблюдается рост числа
отказов большинства деталей и узлов автомобиля МАН с увеличением
пробега. Для поддержания машины в работоспособном состоянии при
большом пробеге потребуется затратить дополнительные средства на
покупку запасных частей, оплаты ремонтных рабочих, потребуется время
для проведения ремонтных воздействий, которое должно снизить
показатели производительности автомобилей. Сведём данные о числе
отказов автомобиля МАН в табл. 2 и рассчитаем необходимое изменение
затрат при увеличении пробега на 50 тыс. км.
Таблица 2
№
п/п
1
2
3
4
5
6
Число отказов автомобиля МАН и изменение затрат
на запасные части и материалы для ремонта
Название системы
Среднее
Коэффициент а
а * 50
количество
тыс. км.
отказов
Двигатель
2,01
+ 0,00000459
0,2295
Система питания
0,49
+ 0,00000220
0,1100
Система выпуска
0,13
- 0,00000029
- 0,0145
газов
Система
0,51
+ 0,00000073
0,0365
охлаждения
Техническое
3,75
+ 0,00001740
0,8700
обслуживание
Автомобиль
в
8,95
+ 0,00002454
1,2270
целом
286
Процент
изменения
затрат
11,42
22,45
-11,15
7,16
23,20
13,71
Как видно затраты на запасные части и материалы для ремонта
машины МАН в целом требуется увеличить на 13,71%. Изменение затрат
по другим системам будет изменяться как в большую, так и в меньшую
сторону. Так по системе питания и на техническое обслуживание
возрастут более чем на 22% по сравнению с настоящим моментом, а для
системы выпуска газов даже снизятся на 11%.
В АК "АЛРОСА" эксплуатируется более 100 автомобилей Volvo
FH/FM и количество их постоянно растёт [1]. Нами проведён анализ
работоспособности автомобилей Volvo в условиях низких климатических
температур с расчетом изменения затрат при увеличении пробега на 50
тыс. км (табл. 3).
Таблица 3
Число отказов автомобиля Volvo и изменение затрат
на запасные части и материалы для ремонта
№
Название системы
Среднее
Коэффициент а
а * 50
п/п
количество
тыс. км.
отказов
1 Двигатель
1,44
+ 0,00000261
0,1305
2 Система питания
1,87
- 0,00000139
- 0,0695
3 Система выпуска газов
0,58
+ 0,00000227
0,1135
4 Система охлаждения
1,46
+ 0,00000193
0,0965
5 Техническое
10,66
+ 0,00000246
0,1230
обслуживание
6 Автомобиль в целом
55,90
+ 0,00003193
1,5965
Процент
изменения
затрат
9,06
-3,72
19,57
6,61
1,15
2,86
Как видно из табл. 3 затраты на запасные части и материалы для
ремонта машины Volvo в целом требуется увеличить на 2,86%. Изменение
затрат по другим системам будет изменяться как в большую так и в
меньшую сторону. Так по системе выпуска газов возрастут
приблизительно на 20% по сравнению с настоящим моментом, по другим
(система охлаждения) возрастёт на 7%, на техническое обслуживание
практически не изменятся, а для системы питания даже снизятся на 4%.
Как видно из анализа проведённого в статье степень влияния условий
эксплуатации на различные марки машин неодинакова. При приобретении
новых автомобилей следует руководствоваться не только стоимостью
машины, но и эксплуатационными затратами.
ЛИТЕРАТУРА
1. Ишков, A.M. Работоспособность магистральных грузовиков в
условиях Севера /А.М. Ишков, Г.Ю. Зудов, В.Ф. Майоров//Научнопроизводственный журнал «Автотранспортное предприятие». 2006.- №
11. - С. 18- 21.
287
Тихоокеанский
государственный
университет
Дальневосточный
государственный
университет путей
сообщения
Улучшение эксплуатационной
экономичности дизельных
агрегатов по топливу и маслу
СТРУКТУРНО-ФУНКЦИОНАЛЬНАЯ СХЕМА ДИАГНОСТИЧЕСКОГО КОМПЛЕКСА ПРИ РЕШЕНИИ ЗАДАЧ ТРИБОМОНИТОРИНГА СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Надежкин А. В. (Морской государственный университет
им. Г.И. Невельского, Владивосток, Россия)
Изложен системный подход к вопросам диагностики судовых тронковых и крейцкопфных дизелей по параметрам их работающих масел. Дано
иерархическое представление объектов диагностирования с целью обеспечения максимально возможной глубины поиска дефекта на основе данных
трибомониторинга. Осуществлена формализация процесса и структуры
системы технического диагностирования смазываемых узлов и деталей
дизеля через параметры работающего масла и содержания в нем частиц
износа.
Управление безопасной технической эксплуатацией судов является
главной идеей Международного кодекса по управлению безопасностью
(МКУБ). Анализ несоответствий по МКУБ показывает, что наибольший
процент приходится на категорию «техническое обслуживание и ремонт
судна и оборудования» [1]. При этом основная доля нарушений связана с
главными и вспомогательными двигателями морских судов. Одним из
наиболее эффективных способов обеспечения надежности судовых дизелей, в соответствии с требованиями МКУБ, является активное внедрение в
практику технической эксплуатации современных методов трибомониторинга и трибодиагностики.
Главные и вспомогательные судовые дизеля относятся к наиболее
сложным объектам диагностирования. В то же время безопасность эксплуатации судов в первую очередь зависит от надежности их функционирования. Работающее моторное масло (РММ) из системы смазки судового
несет в себе информацию о термодинамических, химических и триботехнических процессах происходящих в цилиндрах. Носителями этой информации являются физико-химические показатели самого РММ, а также содержащиеся в нем продукты износа трущихся сопряжений дизеля и неполного сгорания топлива. Информация о концентрации частиц износа в масле и их распределении по размерам позволяет решать задачи распознавания технического состояния объектов технического диагностирования
(ОТД). Обширные научные исследования, проведенные во многих странах
мира, показали высокую достоверность определения предполагаемых дефектов по анализу работающих масел двигателей [2].
Принятие решение о состоянии ОТД, его работоспособности осуще-
291
ствляется на основе оценки всей совокупности параметров, извлекаемых
при анализе пробы масла. Формализованные методы выбора совокупности
диагностических параметров предусматривают построение и анализ математических моделей ОТД и моделей его возможных дефектов. Эти модели
позволяют в первую очередь установить взаимосвязь между техническим
состоянием ОТД, условиями и режимами его работы и совокупностью диагностических параметров. Качество и глубина диагностирования дизелей
по этим параметрам во многом определяются полнотой отображения множества состояний ОТД в пространстве диагностических параметров.
Техническое диагностирование выполняется в системе технического
диагностирования (СТД), которая представляет собой совокупность
средств и объекта диагностирования и осуществляет его по правилам, установленным документацией [3].
Составляющими данной системы являются следующие компоненты:
1. Объект технического диагностирования, техническое состояние
которого подлежит определению.
2. Средства технического диагностирования (СрТД) – совокупность
измерительных приборов, средств коммутации и сопряжения с ОТД.
Существующие системы СТД дизельных двигателей по принципу
взаимодействия ОТД и СрТД подразделяются на системы с тестовым или
функциональным диагнозом. Причем последние получили на флоте преимущественное распространение. Метод трибодиагностики, основанный
на контроле соприкасающихся сред, а именно измерения физикохимических показателей работающих масел и содержания в них продуктов
износа дизелей серьезно отличается от классических схем функционального диагностирования. Здесь контролируемые, т.е. диагностические параметры (ДП) не связаны непосредственно с параметрами, характеризующими выполнение ОТД своих функций, такие как мощность, частота вращения и т.д. Внешние и управляющие воздействия в нашем случае не приводят к резкому и значительному изменению ДП, как это происходит в случае применения функциональных СТД, использующих виброакустические
или теплотехнические параметры. Инерционность системы обусловлена
закономерностями динамики массодисперсного обмена в смазочных системах судовых дизелей [4]. С другой стороны при трибодиагностике существенно возрастает роль аддитивных и мультипликативных помех, возникающих в ОТД, что обычно не свойственно для классических функциональных СТД.
Для выявления механизма воздействия на процесс диагностирования
составляющих СТД используем методологию системного анализа.
СТД судового дизельного двигателя, основанная на контроле параметров работающего масла, является сложным объектом, т.к состоит из
292
большого числа функционально самостоятельных элементов – подсистем.
Несмотря на их разнообразие, общим их признаком является то, что их
взаимодействие осуществляется через рабочее тело, коим выступает работающее моторное масло (РММ). Его контролируемые параметры и являются количественной мерой их функциональных свойств.
В общем случае модель судового дизеля может быть представлена
совокупностью структурных параметров в виде вектора технического состояния, заданная в n-мерном пространстве
S ( t ) = S1i1 + S 2 i2 + S 3 i3 + ... + S n in ,
где i1 ,i2 ,i3 ,...,in - орты базиса пространства состояний.
Каждая из подсистем СТД характеризуется совокупностью входных
Y(t) и выходных U(t) сигналов. Поле сигналов является векторным и в нем
заложена информация о техническом состоянии ОТД.
Принципиальным следствием системного подхода к анализу СТД по
параметрам работающего масла является возможность её иерархического
представления. При построении иерархической структуры используем
нисходящий подход [5], когда определенная логическая часть путем операции деления преобразуется в несколько логических частей более низкого
уровня иерархии, функционально подчиненных общей цели. Рассмотрим
укрупненную схему СТД.
В судовых энергетических установках применяются крейцкопфные и
тронковые дизеля. Особенности конструкций этих двигателей и предопределяют различные подходы к осуществлению трибомониторинга технического состояния деталей их цилиндропоршневой группы. Подача масла на
зеркало цилиндровой втулки крейцкопфных дизелей осуществляется исключительно с помощью лубрикаторных систем смазки, а отработанное
масло затем накапливается в подпоршневых полостях. У тронковых двигателей масло с зеркала цилиндра сбрасывается в картер даже если они и
имеют лубрикаторные системы смазки. Таким образом, продукты износа
всех деталей тронкового дизеля накапливаются в его циркуляционной системе, в то время как у крейцкопфного там сосредоточена трибоинформация только о деталях его движения, а информация о техническом состоянии деталях цилиндропоршневой группы содержится в отработанном цилиндровом масле. Учитывая отмеченные выше особенности, иерархическая структура СТД судовых дизелей может быть представлена в виде,
изображенном на рис 1, 2.
Анализируемый ОТД – судовой тронковый дизель (см. рис. 1) находится под воздействием входных (внешних Y1(t) и управляющих Y2(t)) воздействий. Дизель в процессе своей работы генерирует частицы продуктов
износа и воздействует на физико-химические показатели РММ, т.е образует вектор выходных сигналов U(t). Однако прямое измерение данных ДП
293
не представляется возможным. Та часть моторного масла, которая после
непосредственного контакта с деталями трущихся сопряжений дизеля несет в себе информационный потенциал U(t) не может быть доставлена к
СрТД, что обусловлено хорошо известными конструктивными особенностями дизелей. В результате происходит искажение информационного поля ДП, которое теперь описывается вектором U*(t). Прежде всего это вызвано непрерывным воздействием на показатели РММ агрегатов очистки,
установленных в смазочных системах судовых дизелей, которые удаляют
продукты износа из смазочной системы. Расход масла на угар и периодический долив свежего масла так же оказывает серьезное влияние на изменения поля выходных сигналов. В результате поступающая к СрТД проба
масла уже содержит в себе вектор искаженных ДП U*(t). В свою очередь
необходимо отметить и наличие обратных связей в этой иерархической
структуре. Изменение свойств РММ, его старение оказывает серьезное
влияние q(t) на изнашивание и нагаро- и лакообразование дизеля. Также
эти факторы, изменяя дисперсную структуру частиц износа, определяют и
эффективность работы средств очистки j(t). Структура связей в рассматриваемом комплексе такова, что каждое звено оказывает влияние на остальные, находясь в то же время в зависимости от них.
Аналогичным образом происходит искажение информационного поля
ДП и для крейцкопфного дизеля (см. рис. 2), только в качестве помех здесь
выступают другие факторы - протечки картерного масла и продукты неполного сгорания топлива.
Используя операторное представление процесса диагностирования
[3], можно записать, что на выходе ОТД информация о состоянии объекта
заложена в выходных сигналах
I ( U ) = V ( S ,Y ,U , N 2 ) + N 1 ,
где V - оператор, характеризующий взаимодействие всех показателей в
ОТД; N1, N2 - аддитивные и мультипликативные шумы и помехи.
Объем информации, содержащейся в пробе масла I* , будет представлен как
I * ( U *) = W [ I ( U )] = W [ V ( S ,Y ,U , N 2 ) + N 1 )],
где W - оператор характеризующий процесс определения информационных потерь.
После завершения процесса измерения параметров СрТД, заключенных в отобранной пробе РММ, формируется информационное поле наших
представлений о состоянии ОТД
I ( S*) = B [ I * ( U *)] = B{ W [ V ( S ,Y ,U , N 2 ) + N 1 )]},
где B - оператор определения параметров ОТД на основе полученной информации.
294
Рис. 1. Иерархическое представление СТД тронковых дизелей
по параметрам работающего масла
Рис. 2. Иерархическое представление СТД ЦПГ крейцкопфного дизеля
по параметрам отработанного цилиндрового масла
Тогда операция диагностирования может быть представлена, как
операция сравнения информации о текущем состоянии с информацией поля допусков
295
B{ W [ V ( S ,Y ,U , N 2 ) + N 1 )]}
I ( S*)
] = L(
),
I ( S0 )
I ( S0 )
где I(S0) - информация о поле допусков параметров.
I * ( S*) = L [
Таким образом, операторное представление процесса технического
диагностирования с применением методологии системного анализа позволило:
- формализовать процесс и структуру в целом СТД по параметрам
работающего масла;
- в каждом конкретном случае определить оператор преобразования
информации.
На основе проведенных теоретических исследований получено конкретизированное функциональное представление ОТД, раскрывающее новые подходы к решению задачи трибодиагностики на базе сопоставления
информации, приносимой СТД и меры неопределенности состояния объекта, зависящий от глубины поиска дефекта. Системный подход позволил
углубить детализацию и повысить достоверность диагностирования.
ЛИТЕРАТУРА
1. Хусейн Ю. Контроль государства порта (PSI) в регионе Черного моря: Международный кодекс по управлению безопасностью / Юс. Хусейн //
Субстандартное судоходство - проблемы и пути их решения через сотрудничество. МКУБ: уроки и будущее. Матер. IX Междунар. Семинара, 5-6
октября 2006 г.Санкт-Петербург.- С. 1–20.
2. Степанов В.А. Диагностика технического состояния узлов трансмиссии газотурбинных двигателей по параметрам продуктов износа в масле / В.А. Степанов. - Рыбинск: ЦИАМ. – 2002. – 232 с.
3. Глущенко П.В. Техническая диагностика. Моделирование в диагностировании и прогнозировании состояния технических объектов / П.В. Глущенко. – М.: Вузовская книга. - 2004. – 248 с.
4. Безвербный А.В. Имитационная диагностическая модель кинетики
накопления в системе смазки судового дизеля частиц продуктов износа /
А.В. Безвербный, А.В. Надежкин // Транспортное дело России. - СПб. 2006. - № 5. – С. 111–121.
5. Воронин В.В. Теоретические проблемы диагностических экспертных
систем / В.В. Воронин. – Владивосток: Дальнаука. - 2005. – 165 с.
296
ТОНКАЯ ОЧИСТКА МОТОРНОГО МАСЛА В СУДОВЫХ ДИЗЕЛЯХ КОМБИНИРОВАННЫМ ФИЛЬТРОВАНИЕМ:
РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЙ
И МОТОРНАЯ ЭФФЕКТИВНОСТЬ
Кича Г.П., Таращан Н.Н., Голенищев А.В. (Морской государственный
университет им. Г.И. Невельского, Владивосток, Россия)
Излагаются результаты исследований по повышению эффективности
тонкой очистки моторного масла в ДВС комбинированным фильтрованием.
Приводятся характеристики, схемы включения комбинированных фильтрующих элементов и фильтров в смазочную систему дизеля. Показываются
преимущества и перспективы развития комбинированного фильтрования
моторного масла. Сообщается о результатах сравнительных моторных испытаний на судах различных, в том числе комбинированных, маслоочистителей.
Цель проводимых нами исследований, основные результаты которых
излагаются в данном докладе, предусматривала разработку новых принципов очистки масла в ДВС комбинированным фильтрованием с обеспечением полной защиты пар трения от попадания крупных частиц механических
примесей и поддержанием на низком безопасном уровне загрязнения масла нерастворимыми продуктами. Предложенные методы очистки масла состоят в использовании в системе смазки двух и более фильтрующих перегородок с придачей каждой из них специфических свойств, характеристик,
режимов работы и разграничении их функций.
Очистка предусматривает использование комбинированных систем,
фильтров и элементов. В системах комбинированию подлежат агрегаты
очистки, в фильтрах – элементы, в элементах – фильтрующие перегородки.
Возможно двойное комбинирование. Разные фильтрующие элементы (ФЭ)
могут устанавливаться в отдельных очистителях, совмещаться в одном агрегате и быть составными (комбинированными).
Шторы, элементы, фильтры при комбинированной очистке масла находятся в сложной гидравлической связи между собой и с системой смазки. Принципиально важен способ подключения их к системе смазки: полнопоточно, т.е. с фильтрованием всего потока масла, поступающего в распределитель и далее в пары трения; частичнопоточно – с очисткой части
масла и сбросом в картер или присоединением к основному потоку. Возможна частично- полнопоточная (комбинированная) схема очистки.
В табл. 1 приведены характеристики фильтровальных материалов, рекомендованных к использованию при комбинированной очистке масла. В
297
основном это листовые материалы трещиной 0,42–0,98 мм с тонкостью отсева 5–60 мкм. Для их изготовления применяются натуральные и синтетические волокна, скрепляемые латексом, поливинилацетатной эмульсией и
другими клеющими составами. Бумаги для фильтрования масла (БФМ)
формуются мокрым способом, остальные материалы – сухим.
В материалах типа ФМ (ОФМ) используются как грубые, толщиной
60–120 мкм при длине 15–35 мм, так и тонкие, 9–25 мкм, волокна. Поровая
структура таких материалов неоднородна.
На рис. 1 приведены фильтровальные характеристики современных материалов для комбинированной очистки моторного масла в ДВС. Анализ и
оптимизация зависимости фракционного коэффициента отсева jd от размера d частиц показали, что для полнопоточных элементов она должна быть
крутой, для частичнопоточных – пологой. При совместном использовании
элементов 2 или 4 с 3 достигаются высокие показатели качества очистки
масла от тонкодисперсной фазы нерастворимых загрязнений и грязеемкости
при хорошей гидравлической характеристике элементов полнопоточных
(ЭП), что надежно защищает узлы трения ДВС от крупных частиц в течение
длительного времени. В комбинированных фильтрах для ЭП желательно
применять материал с регулярной перовой структурой, в котором используются однородные одинаковой толщины волокна, ориентированные в
плоскости листа.
Сочетание элементов 1 и 3 наиболее эффективно при значительном поступлении в масло механических примесей размерами выше 5 мкм. Расположенные в правой части рис. 1 гистограммы показывают, как соотносятся
интенсивности очистки от нерастворимых в бензине (НРБ) продуктов и
грязеемкости ЭП, элементов частичнопоточных (ЭЧ), имеющих одинаковые габаритные размеры при работе в системах смазки форсированных дизелей, использующих масла группы Г2.
Моторная проверка эффективности комбинированного фильтрования
масла осуществлялась в судовых форсированных среднеоборотных двигателях 5ВАН22 и 8ВАН22 (5ЧН22/32 и 8ЧН22/32; Рe = 220 и 350 кВт; n = 8,3
с–1; pme = 0,87 МПа), 5А25 (5ЧН25/30; Рe = 430 кВт; n = 12,5 с–1; pme = 0,94
МПа) фирмы «Зульцер». Эксперимент проводился также в дизелях
5Т23НН и 8Т23НН (5ЧН22,5/30 и 8ЧН22,5/30; Рe = 460 и 735 кВт; n = 12,5
с–1; pme = 1,23 МПа) с повышенным наддувом фирмы «Бурмейстер и Вайн».
Двигатели работали на дизельном Л-0,5 (ГОСТ 305–73) и моторном
ДТ (ГОСТ 1667–68) топливах. Содержание серы в них соответствовало
0,32–0,47 и 0,96–1,12 %. В системе смазки использовались отечественные
М-10В2С, М-10Г2 (цс) (ГОСТ 12237-84) и зарубежное Мобилгард-312 моторные масла. Начальная щелочность их находилась в пределах 5,2–12,1
мг КОН/г масла. Ей соответствовала сульфатная зольность 0,62–1,6 %.
298
Таблица 1
Фильтровальные материалы для комбинированной очистки моторного масла в ДВС
Фильтрующий материал,
область применения
Для полнопоточного комбинированного
фильтрования масла:
КФМ-25*
КФМ-40
НКФМ-35
ДРКБ-45
БМ-40
БМ-45
МФ-30
МФ-35
Для частично-поточного фильтрования масла
в комбинированных системах очистки:
КФМ-10
НКФМ-20***
БМ-10
БМ-15
ФМ-35
ФМ-60
ОФМ-5
Тип материала
Поверхностный
Толщина,
мм
Тонкость
очистки,
мкм
Максимальный
размер
пор, мкм
Пористость,
%
Удельная
пропускная способ-ность,
м/ч
Коэффициент
отсева**,
%
0,92
0,69
0,50
0,42
0,70
0,50
0,55
0,98
25
40
35
45
40
45
30
35
83
90
113
140
128
140
128
126
86
87
69
81
83
80
75
77
22
51
57
100
108
134
65
52
33
9
13
4
6
5
12
11
14
79
31
89
1,80
10
46
18
76
58
20
0,70
Объемный
75
87
12
10
40
0,42
52
17
85
52
15
0,47
13
71
118
83
4
35
34
28
86
152
60
4
98
87
–
5
–
–
* В условном обозначении фильтровального материала число указывает величину тонкости отсева, определенную по ГОСТ 14146-69.
** Приводится для кварцевого загрязнителя с удельной поверхностью 1,05 м2/г (ГОСТ 8002-74).
*** Материал может использоваться и для полнопоточного комбинированного фильтрования масла
299
jd, %
90
1
3
2
4
80
70
100%
100%
84
1
72
69
2 61
60
50
3
4 17
Грязеемкость Интенсивность
элементов
очистки
26
40
30
20
10
0
10
20
30
40
50
60
70
d, мкм
Рис. 1. Зависимость коэффициента отсева от размеров частиц загрязнений
масла и характеристики эффективности различных фильтровальных
материалов: 1, 2, 4 – частично-поточные ФЭ; 3 – полнопоточные ФЭ
Судовой эксперимент проводился по методике ЦНИДИ, основные результаты которого приведены в табл. 2. Параметры качества масла и коэффициент очистки указаны к моменту отработки маслом 2 тыс. ч. Показатели по износу и нагаро- и лакообразованию определены за 4 тыс.ч работы
дизелей.
Анализ состояния масла при включении в систему смазки ФТОМП,
штатных и комбинированных фильтров показал более глубокую его очистку агрегатами ФМК. Концентрация НРБ продуктов (ГОСТ 20684–95) как
общих, так и зольных во всех случаях, кроме варианта с НDU 38/100, при
использовании комбинированных фильтров была в 1,23–1,78 раза ниже,
чем при применении штатных и ФТОМП. Максимальный уровень накопления нерастворимых примесей в масле дизеля 8Т23НН при штатной и
опытной системах очистки примерно одинаков.
Наибольший эффект в снижении общего загрязнения при комбинированном фильтровании масла получен в дизеле 5ВАН22 при работе на масле М-10В2 со средними моюще-диспергирующими свойствами за счет усиления роли частичнопоточного режима очистки путем использования
фильтра ФМК-3/1 с двумя ЭЧ. По зольным нерастворимым продуктам
аналогичный результат достигнут при применении масла М-10Г2(цс) и топлива ДТ.
Интенсивность очистки масла ФМК во всех дизелях за исключением
8Т23НН, где штатным является фильтр сверхтонкой очистки, самая высо-
300
кая. У комбинированных маслоочистителей этот показатель выше в 3,6–6 по
сравнению с ФТОМП и в 10,9–12,5 раза по сравнению с S-6 Скаматик. СОФ
плохо задерживает мелкодиспергированные частицы нерастворимых примесей. Интенсивность очистки масла от НРБ продуктов фильтром S-6 Скаматик самая низкая. По этому показателю ФМК-6/3 уступает НDU 38/100.
Наибольшее снижение концентрации зольных нерастворимых примесей в
масле наблюдалось после перехода с самоочищающегося на комбинированный фильтр.
Сравнение коэффициентов очистки подтверждает следующую расстановку фильтров по интенсивности удаления из масла нерастворимых продуктов: НDU – ФМК – ФМП – Скаматик. Значения их сильно зависят от
моюще-дисперги-рующих и стабилизирующих свойств масла. За 2 тыс. ч
фильтрования масла М-10В2С коэффициент очистки ФМК-3/1 повышается до 60 %. При очистке комбинированным фильтром масел с лучшими детергентами этот показатель
для общих и зольных НРБ находится на уровне 12,3–24,6 и 21,1–45,5 %.
Использование штатных очистителей и ФМП дает результат 1,5–33,2 %.
Срок службы фильтрующих элементов в полнопоточных и комбинированных маслоочистителях примерно одинаков и в среднем составлял 519–
1543 ч.
Фильтрация масла в ФМК ЭЧ с более высокими скоростями не привела
к значительному снижению срока их службы вследствие перераспределения части "грязевой" нагрузки на ЭЧ. Последние менялись одновременно с
ЭП-6,4-4.
Трудоемкость обслуживания ФПК несколько выше, чем ФМП. Испытания показали, что обслуживание фильтров со сменными фильтрующими
элементами в дизелях мощностью до 1000 кВт по сравнению с самоочищающимися менее трудоемко – в 3,3–7,5 раза. Затраты на обслуживание
систем очистки, включающих ФГО пластинчато-щелевого типа со скребками и ЭЧ большой емкости, такие же, как и для СОФ. Сравнение скоростей изнашивания деталей ДВС с разными системами маслоочистки показало преимущество ЭК. Наибольшее снижение износа деталей цилиндропоршневой группы (ЦПГ) от использования ФМК зафиксировано в дизеле
5Т23НН, наименьшее – в 5ВАН22. В среднем, за исключением данных по
объекту 8Т23НН, оно составляло 30,5–42 %. Уменьшение интенсивности
изнашивания деталей кривошипно-шатунного механизма (КШМ) выражалось в меньшей степени – в 1,1–1,65 раза.
Анализ результатов моторных испытаний комбинированных фильтров
показал рациональность более глубокой очистки масла от мелкодисперсной абразивной фазы зольных нерастворимых загрязнений.
301
Таблица 2
Моторная эффективность очистки масла комбинированным фильтрованием
5ВАН22
Показатели
Концентрация в масле НРБ продуктов, %: общих
зольных
Интенсивность очистки масла от
НРБ, г/ч: общих
зольных
Коэффициент очистки от НРБ
продуктов, %: общих
зольных
Периодичность обслуживания
маслоочистителей, ч
Трудоемкость обслуживания системы очистки, чел.×ч/1000 ч
Скорость изнашивания поршневых
колец, г/1000 ч
Скорость изнашивания цилиндровых втулок, мкм/1000 ч
Скорость изнашивания вкладышей подшипников, мкм/1000 ч
Нагаро- и лакообразование на
поршнях, балл
Применяемые топлива и масла
Типы дизелей и маслоочистителей
8ВАН22
5А25
5Т23НН
8Т23НН
ФТО
ФМКHDU
6/3
38/100
ФМП-2
ФМК3/1
ФМП-4
ФМК4/2
ФМП-4
ФМК6/3
Скаматик
S-6
ФМК4/2
1,2
0,23
0,8
0,14
1,6
0,36
1,3
0,21
1,5
0,24
1,1
0,17
1,2
0,32
0,9
0,18
1,2
0,22
1,3
0,24
29
53
175
203
33
65
117
280
40
101
212
374
12
29
149
316
204
377
123
234
16,7
26,3
58,5
60,2
8,1
14,3
24,6
44,5
7,1
15,1
27,8
41,3
1,5
3,6
16,7
29,6
19,4
33,2
12,3
21,1
686
519
928
862
753
884
500
1133
3000
1543
0,4–0,5
0,8–1
0,6–0,8
0,7–0,9
0,8–1
0,9–1,2
2–3
0,4–0,6
3–4
0,5–0,8
4,1
2,8
4,3
2,5
6,2
3,5
4,9
2,9
3,1
3,6
6,4
4,6
7,2
4,6
8,6
5,7
7,9
4,5
8,2
8,5
7,8
6,1
8,9
5,8
12,9
6,6
8,3
7,7
11,5
7,8
6,9
4,5
4,2
4,0
5,3
4,8
5,1
4,3
3,2
3,6
Л-0,5;
М-10В2
Л-0,5; ДТ; М- ДТ; ММ-10В2 10Г2(цс) 10Г2(цс)
302
Л-0,5;
Л-0,5;
Л-0,5;
Л-0,5;
ДТ;
ДТ;
Мобил- МобилМММобил- Мобилгард–312 гард–312 10Г2(цс) 10Г2(цс) гард–312 гард–312
Это особенно важно при использовании в форсированных ДВС моторного и тяжелого топлив, масел М-10Г2(цс) и Мобилгард-312. Наиболее
полно очищают масло от этих продуктов ЭЧ. Износ деталей двигателей
при комбинированной очистке масла М-10В2С по сравнению с ФТОМП
снижается менее заметно. Однако при этом, как видно по двигателю
5ВАН22, более чем в полтора раза уменьшается нагаро- и лакообразование
на поршнях.
Перспективные пути улучшения показателей эффективности элементов комбинированных (ЭК) показаны на рис. 2. Они состоят в оптимизации
характеристик материалов, элементов и саморегулирования процесса
фильтрования с учетом начальных свойств и кинетики старения моторного
масла. При этом принимаются во внимание режимы и условия использования масла, параметры системы смазки и двигателя. Конструктивное совершенствование элементов предусматривает унификацию их с тем, чтобы
они были универсальны и удовлетворительно функционировали в ДВС
разного назначения как при использовании минеральных, так и синтетических масел.
В дальнейшем комбинированное фильтрование масла в ДВС будет совершенствоваться в основном за счет улучшения характеристик ФЭ. Многие направления повышения эффективности комбинированной очистки
могут реализовываться не только путем совершенствования элементов, но
и конструкции фильтров и систем очистки.
ВЫВОДЫ
1. Преимущества комбинированного фильтрования моторного масла
очевидны особенно при использовании в форсированных ДВС моторного
и тяжелого топлив.
2. Назрела необходимость в оптимизации характеристик материалов,
конструктивном совершенствовании элементов при использовании как
минеральных, так и синтетических масел. Особое внимание должно быть
уделено конструкции фильтров и систем очистки.
3. Следует констатировать, что будущее за комплексным повышением
эффективности очистки масла комбинированным фильтрованием.
ВЛИЯНИЕ КАЧЕСТВА МАСЛА НА СОСТОЯНИЕ УЗЛОВ ТЕПЛОВОЗНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Дмитренко И.В. 1 , Кирий Е.Г. 2 ( 1 Дальневосточный государственный
университет путей сообщения; 2 Дальневосточная железная дорога,
филиал ОАО РЖД, Хабаровск, Россия)
В статье рассматриваются результаты использования на тепловозных дизелях типа Д49 (16 ЧН 26/26) различных типов масел. Приводятся
303
физико - технические показатели масел и их влияние на состояние основных узлов.
Грузовые тепловозы серии 3ТЭ10М были оборудованы дизелями типа
10Д100 (10 ДН 20,7/ 2х25,4) мощностью 2206 кВт с удельным расходом
топлива 217 г/кВт ч, а масла 4,08 г/кВт ч. Длительный срок их эксплуатации и неприспособленность к работе с резко переменными нагрузками
приводили к частым отказам узлов и к перерасходу топлива и масла. Для
устранения этих недостатков руководством ОАО РЖД было принято
решение об их замене тепловозными дизелями типа Д49 (16 ЧН 26/26)
аналогичной мощности, но с расходом топлива 198 г/кВт ч и масла 0,9
г/кВт ч.
Первые годы эксплуатации новых дизелей выявили одну особенность:
преждевременную замену масла по повышенной вязкости. В качестве
масла использовалось дизельное масло типа М-14Г2ЦС, имеющее следующие физико-технические показатели.
Таблица 1
Тип масла
М14Г2ЦС
Физико-технические показатели масла М-14Г2 ЦС
Вязкость киТемпераВодородЗагрязненнематическая
тура
ный поканость маспри 1000С
вспышки,
затель, рН
ла, см-1
0
С
11,5 – 16.5
170
5,0
1500
Массовая
доля воды,
%
0,06
Так, например, в 2005 году было зафиксировано 65 случаев преждевременной замены масла, из них 38 по завышенной вязкости. Согласно
[1] основной причины повышения вязкости масла является преждевременное его окисление, в результате срабатывания антиокислительных
присадок (дитиофосфата цинка). Помимо окисления на состав и свойства
масла, в частности на рост его вязкости, влияют испарение, термоокислительное и термическое разложение углеводородов.
Термоокислительное разложение углеводородов интенсивно протекает при доступе воздуха и высокой температуры в зоне верхнего компрессионного кольца и на стенке цилиндра вблизи верхней мертвой точки.
Распад молекул приводит к образованию летучих веществ, сгорающих в
камере сгорания или уносимых с отработавшими газами, а также более
тяжелых веществ, имеющих ненасыщенные связи и обладающих высокой реакционной способностью. Они вместе с маслом возвращаются в
картер и вовлекаются в цепь окислительных реакций.
Термическое разложение масла без доступа воздуха или при сильно ог-
304
раниченном его поступлении имеет место в закрытых полостях масляного охлаждения поршней. Этот процесс существенно влияет на старение
масла при соприкосновении его с очень сильно нагретыми металлическими поверхностями (днища поршня изнутри) и недостаточно быстром
его отводе из горячей зоны.
Преждевременное срабатывание антиокислительной присадки сопровождается многократным ускорением образования отложений на деталях
дизелей, элементах масляных фильтров и резким ускорением изнашивания деталей цилиндро-поршневой группы. Экспериментально доказано,
что в дизелях, работающих на масле со сработавшейся нейтрализующей
присадкой, износ, нарушение подвижности поршневых колец и нагарообразование на поршнях возрастают пропорционально концентрации в
масле сильных кислот и времени работы дизеля на масле, подлежащем
замене.
Для снижения расхода масла и улучшения состояния узлов с 2007 года в дизелях типа Д49 стали использовать новое масло типа М-14 Д2Л,
имеющее следующие физико-технические показатели (табл.2).
Таблица 2
Тип масла
М
14Г2ЦС
Физико-технические показатели масла М-14Д2 Л
Вязкость
ТемпераВодородЗагрязненкинематитура вспышный показаность масческая при
ки, 0 С
тель, рН
ла, см-1
0
100 С
11,5 – 17.5
170
5,0
1500
Массовая
доля воды, %
0,06
Данное масло по своим показателям почти не отличается от масла
М-14Г2 ЦС, однако, как показала эксплуатация тепловозов, оно обладает
сильными моющими свойствами, что, с одной стороны, качественно очищает узлы дизеля, а с другой – резко ухудшает состояние фильтров. В
табл.3. показана динамика изменения загрязненности масла на нескольких тепловозах серии 3ТЭ10М. Анализ таблицы показывает, что в
новом масле начинает быстро расти уровень загрязненности и через два,
три месяца эксплуатации достигает предельных значений. Закономерности в сроках и пробегах тепловозов до замены масла не наблюдается.
Для определения причин, влияющих на загрязненность масла, перед
вторичной его заменой, была проведена ревизия состояния основных узлов дизеля и фильтров, которая показала следующее:
- наибольшую нагрузку по очистке загрязненного масла принимают на
себя центробежные фильтры. При сравнительном анализе количества отложений грязевого осадка в них выявлено, что на дизелях с браковочны
ми параметрами масла, слой грязевого осадка на стенках фильтра в два
305
– три раза больше, чем у дизелей с низкой степенью загрязненностью
(рис. 1);
Таблица 3
№ тепловоза
1440
Динамика изменения загрязненности масла М-14Д2Л
Пробег тепДата
ловоза от поЗагрязненпоследнеДата заСекность мас- следней замего анализа
правки
ция
ны масла, км.
ла, см-1
масла
масла
М-14Д2Л
А
1884
46358
31.05.07
29.09.07
Б
2015
1522
В
1405
А
Б
В
1423
А
Б
В
1387
А
Б
В
9.06.07
17.07.07
4.07.07
7.09.07
1692
1614
1614
18453
6.09.07
2386
1600
1632
23351
24.09.07
1937
1708
1539
35129
Рис. 1. Грязевые отложения на стенках центробежного фильтра
- картер дизеля очистился до заводской краски, грязевых отложений не
наблюдается. Номера цилиндра и шатунно–поршневой группы просматриваются визуально без очистки ветошью, чего не наблюдалось при эксплуатации дизелей на масле М-14Г2 ЦС (см. рис. 2);
306
Рис. 2. Вид очищенной поверхности шатунно- поршневой группы
- в клапанном механизме дизеля сократился выход из строя колпачков, рычагов и тяг по причине их износа. Сечения масляных каналов
клапанного механизма не имеют загрязнений и не требуют продувки, которая проводилась при использовании масла М -14Г2 ЦС.
Эксплуатация дизеля на загрязненном масле может повлиять на состояние подшипниковых узлов коленчатого вала. Для оценки их состояния, при замене масла, проводились измерения зазора «на масло».
Замеры на тепловозе 3ТЭ10М №1387 секции А показали, что за время
эксплуатации с 31.03.07 по 24.09. 07 средний зазор «на масло» увеличился всего на 0,01 мм и составил 0.174 мм при норме 0,14 – 0.34 мм.
Такое же незначительное изменение зазоров «на масло» наблюдается и в
подшипниковых узлах других тепловозных дизелей.
После промывки масляной системы маслом М-14Д2Л, последующие
замены производились в основном по причине выработки его ресурса.
Так, за первый квартал 2008 г в депо Тында было произведено 25 отбор
проб масла и при этом не было забраковано ни одной из них.
В заключении можно утверждать, что использование масла марки
М-14Д2Л в тепловозных дизелях, способствует очистки масляной системы и существенно снижает его расход в эксплуатации.
ЛИТЕРАТУРА
1. Микутенок Ю.А. Смазочные системы тепловозных дизелей / Ю.А.
Микутенок, В.А. Шкаренко, В.Д. Резников // Машиностроение.- 1986. –
125 с.
2. Локомотивы и моторвагонный подвижной состав. Инструкция по
применению смазочных материалов. - М.: Транспорт.- 2006. – 170 с.
307
ТРИБОДИАГНОСТИКА ЦИЛИНДРОПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ
СУДОВОГО КРЕЙЦКОПФНОГО ДИЗЕЛЯ
Надежкин А. В., Даничкин В.Н. (Морской государственный
университет им. Г.И. Невельского, Владивосток, Россия)
Показаны возможности оценки технического состояния деталей цилиндропоршневой группы (ЦПГ) по результатам комплексного анализа
отработанного цилиндрового масла судового крейцкопфного дизеля. На
основании статистических данных эксплуатационных испытаний представлена обобщенная модель трибодиагностики ЦПГ крейцкопфного дизеля. Дана иллюстрация возможностей модели при управлении техническим состоянием двигателя.
В процессе эксплуатации цилиндропоршневых групп крейцкопфных
двигателей внутреннего сгорания происходит непрерывное изнашивание
поверхностей трущихся пар. В зависимости от функционального назначения деталей весь объем изношенного с них металла или часть его попадает
в отработанное цилиндровое масло, которое накапливается в подпоршневых полостях дизеля. Поэтому отработанное цилиндровое масло является
ценнейшим носителем информации о техническом состоянии цилиндропоршневой группы (ЦПГ) длиннноходового крйцкопфного дизеля. Это
свойство отработанного цилиндрового масла можно использовать для
оценки текущего технического состояния трущихся пар и прогнозирования
их остаточного ресурса [1].
Износ трущихся сопряжений оценивается по наличию в масле характерных химических элементов, входящих в состав отдельных деталей.
Скорость увеличения концентрации характерного химического элемента в
отработанном цилиндровом масле отражает скорость изнашивания соответствующей детали и, поэтому является высокоинформативным диагностическим параметром.
Диагностические параметры делятся на две категории: основные и косвенные (дополнительные); они непосредственно характеризуют техническое состояние агрегата в целом или его узлов, его функциональных систем, вплоть до отдельных деталей (ГОСТ 22631-77). Основной диагностический параметр должен обладать наибольшей информативностью. По диагностическим параметрам строится диагностическая матрица.
Следует также определить предельные значения содержания элементов
– индикаторов износа (в соответствии с зазорами, натягами, износами,
люфтами, техническими и рабочими характеристиками машины и ее составных частей; поскольку именно отклонение от нормы этих параметров
308
является симптомом болезни, которую должен установить диагноз (ГОСТ
22631-77).
Выбор диагностических параметров можно осуществить, зная химический состав конкретных деталей и концентрации определяемых элементов,
так называемых характерных элементов или элементов -индикаторов. В
качестве последних выбирается такой элемент в составе материала детали,
который не встречается в других деталях или содержится в них в малом
количестве.
Обобщая данные о применяемых для изготовления деталей ЦПГ
крейцкопфных дизелей конструкционных материалов, следует отметить,
что у цилиндровых втулок их спектр наиболее широк. В отечественной
промышленности (Брянский машиностроительный завод) для изготовления цилиндровых втулок применяется чугун PVA, иностранными фирмами
– чугун Compacted vermicuiar (CV) и чугун Tarkalloy. Анализируя химический состав этих типов чугуна можно сделать вывод, что он практически
одинаков. Разница заключается в структуре металла, которая оказывает
влияние на износостойкость цилиндровых втулок.
Путем сопоставления данных о содержащихся в металлах деталей ЦПГ
крейцкопфных дизелей химических элементов была построена диагностическая матрица, приведенная в таблице. Как следует из представленных
данных для целей трибомониторинга выбраны следующие диагностические параметры: характерным элементом цилиндровых втулок, поршней и
поршневых колец является железо; наибольшая доля железа от износа перечисленных деталей падает на втулки и поршневые кольца. Следовательно, концентрация железа в отработанном цилиндровом масле будет являться параметром оценки износа деталей ЦПГ. При этом концентрация
хрома, которым покрываются верхние компрессионные кольца, следует
использовать в качестве дополнительного параметра контроля состояния
поршневых колец (также ванадий и молибден). В качества дополнительного параметра контроля износа втулки используем медь и ванадий. Головки
поршня – хром и молибден. Юбки поршня и противоизносного кольца –
ванадий. Кроме металлов, продуктов износа, деталей двигателя в отработанном цилиндровом масле, в качестве диагностических параметров приняты плотность и остаточное щелочное число. Эти показатели включены в
диагностическую матрицу в связи с тем, что в крейцкопфных двигателях
используют топлива с высоким содержанием серы, что интенсифицирует
коррозионный износ. С целью нейтрализации агрессивного действия продуктов сгорания серы цилиндровые масла содержат щелочные присадки.
Соответствие сортов применяемых топлив и масел регламентируется рекомендациями заводов-изготовителей двигателей. По остаточному щелочному числу отработанного цилиндрового масла можно судить о выполне-
309
нии судовладельцами вышеуказанных рекомендаций и об интенсивности
кислотной коррозии деталей ЦПГ [2]. Плотность масла говорит о износе
сальника штока поршня и попадании в отработанное цилиндровое масло
картерного циркуляционного. В последнем, содержание продуктов износа,
как правило, очень низкое и в результате их смешения значительно снижается концентрация химических элементов в пробах масла из подпоршневых полостей.
Таблица
Диагностические параметры трущихся деталей ЦПГ дизелей
Основной диагносВспомогательный диагностиДеталь
тический параметр
ческий параметр
Медь (Си)
Втулка
Железо (Fe)
Ванадий (V)
Хром (Сr)
Головка поршня
Железо (Fe)
Молибден (Мо)
Юбка поршня
Железо (Fe)
Ванадий (V)
Кольцо
Железо (Fe)
Ванадий (V)
Хром (Сr)
Кольцо
Железо (Fe)
Ванадий (V)
противоизносное
Молибден (Мо)
Смазочное
Остаточное щелочное
¾
масло
число
Таким образом, в качестве функции отклика, характеризующей интенсивность протекания процессов изнашивания в цилиндре, для всех деталей
ЦПГ необходимо использовать концентрацию железа (Fe) в пробах отработанного цилиндрового масла.
Цель данной работы является установление взаимосвязей между характеристиками масла, топлива, режимами работы главных двигателей (ГД)
судов с одной стороны и интенсивностью изнашивания их основных деталей ЦПГ с другой стороны. Главным образом исследованием были охвачены танкера типа т/к "Самотлор". В качестве ГД на судах этой серии установлены дизели 6 ДКРН 74/160-3 (Ne = 8530 кВт, n = 140 об/мин) Брянского
машиностроительного завода. Двигатели, с цилиндров которых производился анализ масла, наработали различное количество часов после капитального ремонта, а их детали ЦПГ также имели разную наработку после
моточистки и, что немаловажно, они эксплуатировались на различных сортах масел.
Нами была получена выборка экспериментальных данных, содержащая
46 анализов отработанного цилиндрового масла, удовлетворяющих критериям, описанным ранее. Результаты по каждой пробы масла включали в
себя концентрацию Fe г/т, остаточное щелочное число отработанного масла ЩЧотр мг КОН/г, щелочное число свежего цилиндрового масла ЩЧсв мг
КОН/г и содержание серы в топливе S %, на котором эксплуатировался
310
двигатель. Учитывая, что наблюдался большой разброс абсолютного значение содержания Fe для разных дизелей, было выполнена нормировка
данного показателя. Для каждого двигателя выбиралась минимальное значение концентрации Fe, после чего для каждого цилиндра этого дизеля определялась относительная концентрация fi = Fei /Femin.
Математическая обработка результатов пассивного эксперимента осуществлялась методами множественного регрессионного анализа, в основе
которого лежит отыскание коэффициентов уравнения регрессии методом
наименьших квадратов. Для получения статистической модели воспользовались функцию ЛГРПРИБЛ программы Microsoft Excel. Были рассчитаны
коэффициенты множественной регрессии.
ЩЧ
f = 4,27784 ´ 0,9394 отр ´ 1,053S ´ 1,0032ЩЧсв
i
Оценка адекватности модели проводилась по значениям коэффициента
множественной корреляции и F-статистики [3]. Величина рассчитанного
коэффициента множественной корреляции составила r2 = 0,82. Сравнение
рассчитанного значения F-статистики 62,45 с табличным значением (2,84)
при выбранном 5 % уровне значимости подтверждает адекватность статистической модели. Проверка коэффициентов уравнения по t-критерию
Стьюдента показала, что все коэффициенты значимы.
Проведенные расчеты на основе полученной модели позволили найти
критические точки, где интенсивность изнашивания деталей ЦПГ МОД
резко возрастает. Они являются функцией от остаточного ЩЧ с учетом
применяемых в дизелях топлив и цилиндровых масел. Их диапазон располагается в достаточно узком интервале - от 19,2 до 26,8 мг КОН/г. Нижнее
значение этого показателя в каждом конкретном случае должно устанавливаться индивидуально с учетом реальных условий эксплуатации на основе приведенной выше зависимости.
Результаты экспериментального моделирования также показали, что
наилучшие результаты достигаются при использовании цилиндровых масел, имеющих вязкость 18–20 сСт при 100° С. В этом случае наблюдается
минимальная скорость изнашивания деталей ЦПГ.
На основания комплексного исследования было установлено, что цилиндровое масло марки М-16Е230 не удовлетворяет требованиям надежной и долговечной работы крейцкопфных дизелей (особенно длиноходовых) как по своим вязкостно-температурным характеристикам, так и по
запасу щелочных свойств. Обобщая результаты экспериментальных
данных и моделирования по полученной модели, следует рекомендовать воздержаться от его использования, особенно при работе ГД на
топливах с содержанием серы более 1,0 %.
Сказанное выше наглядно иллюстрируют результаты анализа проб
масла М-16Е230 подпоршневых полостей танкеров т/к "Капитан Доценко"
311
и т/к "Капитан Кобец". ГД первого из них работал на мазуте топочном
100 (ГОСТ 10585-99) с содержанием серы 0,5 %, а второго - на том же
топливе, но с содержанием серы 1,5 %. Остаточное щелочное число в отработанном цилиндровом масле первого двигателя в среднем было в 1,6
раз выше, чем у второго (соответственно 27,4 и 16,9 мг КОН/г), а среднее
содержание железа в масле подпоршневых полостей у него оказалось в
1,5 раза ниже (соответственно 541 и 810 г/т), т.е. налицо влияние недостаточного исходного щелочного числа масла М-16Е230
Таким образом, в результате проведенных натурных испытаний с привлечением статистических методов обработки экспериментальных данных
установлена связь между концентрацией продуктов износа в отработанном
цилиндровом масле и величиной его остаточного ЩЧ, а также сортов топлив и цилиндровых масел на которых работают двигатели. Применение
данной статистической модели в практике эксплуатации судовых дизелей
позволяет обеспечить ресурсосберегающее управление работой двигателя,
минимизируя кислотную коррозию в цилиндрах МОД и оптимизируя подачу цилиндрового масла на зеркало втулки
ЛИТЕРАТУРА
1. Даничкин В.Н. Параметры масла подпоршневых полостей судовых
крейцкопфных дизелей как критерий изнашивания и технического состояния деталей ЦПГ /А.В. Надежкин, В.Н. Даничкин // Теория и практика рационального использования горюче-смазочных материалов и рабочих
жидкостей в технике: тез. докл. науч.-техн. конференции. – Челябинск,
1996. – С. 107.
2. Возницкий И.В. Практика использования морских топлив на судах /
И.В. Возницкий. – СПб.- 2002. – 120 с.
3. Львовский Е.Н. Статистические методы построения эмпирических
формул: Учебное пособие для вузов / Е.Н. Львовский. – М.: Высшая школа.- 1988. – 239 с.
ВЛИЯНИЕ ОБМЕННЫХ ПРОЦЕССОВ В СИСТЕМЕ СМАЗКИ
МАЛОРАЗМЕРНОГО ДИЗЕЛЯ НА ЕГО СОСТОЯНИЕ
И СТАРЕНИЕ МОТОРНОГО МАСЛА
Кича Г. П., Гаук Г. А., Перминов Б. Н. (Морской государственный
университет им. Г.И. Невельского, Владивосток, Россия)
Приведены результаты испытаний по влиянию угара моторного масла на его старение и состояние малоразмерного дизеля. Дан анализ старения моторного масла при разном его угаре. Установлена наиболее рацио-
312
нальная зона угара масла для создания самых благоприятных условий его
работы и сохранения ресурсных показателей дизеля.
Снижение эксплуатационного расхода моторного масла (ММ) в двигателях внутреннего сгорания (ДВС) следует считать перспективным решением части общей проблемы экономии топливно-энергетических ресурсов на флоте. Проведенный анализ угара ММ в судовых ДВС показал, что
значительное влияние на него оказывают конструктивные, технологические и эксплуатационные факторы: конструкция поршневых колец и
поршня, величина зазоров в сопряжениях деталей цилиндро-поршневой
группы (ЦПГ) и кривошипно-шатунного механизма, качество изготовления, степень приработки и материалы деталей движения, параметры системы смазки (СС) и рабочего процесса дизеля, конструкция клапанного
механизма и уплотнений турбокомпрессора.
На первом этапе исследований была поставлена задача определить как
влияет угар на старение масла в дизеле и его техническое состояние – износ,
нагаро- и лакообразование. Эксперимент осуществлялся в соответствии с
ОСТ 24.060.09-89 на дизеле 2Ч10,5/13 [1]: Рен = 15 кВт; п = 25 с-1; G0 = 8 л,
масло М-10В2С (ГОСТ 12337-84), топливо Л-0,2-62 (ГОСТ 305-82) этапами
по 200 ч. Угар масла gy варьировался в пределах 0,3 – 5 г/(кВт×ч) изменением
конструкции маслосъемных колец и варьировании удельного давления их на
зеркало цилиндра.
Увеличение расхода масла на угар является следствием увеличения
толщины масляной пленки, остающейся на втулке цилиндра и подвергающейся воздействию газов с высокой температурой при рабочем ходе двигателя, что способствует большему ее прогреву и, следовательно, испарению и забросу масла в камеру сгорания. Чем больше толщина масляной
пленки, тем выше ее температура (следствие низкой теплопроводности
масла). Повышение температуры масляной пленки интенсифицирует различные физико-химические процессы, происходящие в масле: окисление,
полимеризацию, конденсацию, испарение и сгорание углеводородов с образованием кислых продуктов, смол и нерастворимых продуктов (НРП).
Следует отметить, что повышение температуры, связанное с увеличением толщины масляной пленки, приводит к росту gy, и вызывает не только количественный рост накопления продуктов старения в циркуляционном масле,
но и изменяет направление упомянутых процессов. В то же время возрастание
угара ведет к увеличению доливов свежего масла, что оказывает влияния на
маслообмен (МО) и состояние работающего масла и следовательно на износ,
нагаро- и лакообразования в дизеле.
Проведенный эксперимент в дизеле 2Ч10,5/13 и статистическая обработка данных по дизелям без наддува по оценке влияния величины угара
313
масла на интенсивность старения показал рост скорости срабатывания присадки ап и поступления нерастворимых продуктов ах в ММ по мере
увеличения gy. В обобщенном виде зависимость средней статически осредненной скорости старения масла ai по рассматриваемым направлениям
от удельной скорости его угара имеет вид параболы (рис. 1). В дизелях с
наддувом левая ветвь зависимости ai(gy) загибается вверх, придавая ей
седловатую форму.
Представленная на рис. 1 зависимость скорости старения масла по
рассматриваемым направлениям от его угара отчасти обусловлена спецификой расчета ах и ап. В используемой модели старения принято, что удаление присадок и НРП из смазочной системы пропорционально угару масла и концентрации сп и сх в нем этих продуктов. Показатель ai рассчитывается по балансу рассматриваемых продуктов старения в масле смазочной
системы двигателя с использованием кинетических кривых сх, сп(t).
Сопоставление экспериментально полученной зависимости ai(gy) с
маслообменом (линейная зависимость 1) показывает, что при увеличении
угара с 0,5 по 2 г/(кВт×ч) скорость старения ММ растет медленнее роста
маслообмена, что приводит к снижению в масле концентрации НРП и росту содержания присадок для любых периодов t работы масла в дизеле.
На участке КМ с увеличением угара маслообмен уже неспособен нейтрализовать рост ai и начина с gy = 2 г/(кВт×ч) будет наблюдаться ухудшение состояния масла по рассматриваемым параметрам. Снижение угара
масла от 1 до 0,4 г/(кВт×ч) приводит к росту сх и падению сп, так как ai в зависимости ai(gy) снижается медленнее, чем уменьшается маслообмен.
На участке L – М при угаре gy =1 – 3,5 г/(кВт×ч) характеризовывается лучшим состоянием масла по показателям сх и сп, чем при угаре за
пределами этой зоны. В дизеле 2Ч10,5/13 экспериментально подтверждено, что при угаре gy > 3,2 г/(кВт×ч) интенсификация маслообмена изза большего долива свежего масла не способствует длительному поддержанию сп и сх на уровне соответственно ниже и выше браковочного
значения этих показателей. Поэтому состояние дизеля будет ухудшаться.
Варьирование угаром ММ позволило выделить зону А – угар, при котором возможно нарушение нормальной работы ЦПГ дизеля. На рис. 1 показана зависимость величины этой зоны от форсировки дизеля, определяемой
средним эффективным давлением рте на номинальном режиме работы дизеля. Для нефорсированных ДВС без наддува задиры деталей ЦПГ и наволакивание металла наблюдается при угаре ниже 0,5 г/(кВт×ч).
При работе с угаром в зоне В по сравнению с А наблюдается улучшение смазки трибосопряжений ЦПГ и состояние масла. Процесс улучшения
314
состояния масла и дизеля наблюдается при увеличении угара до значения 2
г/(кВт×ч).
0
0,0
0,07
ai
загрязнение;
срабатывание присадок;
дизель 2Ч10,5/13
А
B
3
зона C
D
0,1
2
M
0,12
gуmin(pme
)
0,1
1,
K
1
L
0,17
pme,
МПа
0
0,
2,
0,
1
1,
2
2,
3
3,
0
gу, г/(кВт× ч)
Рис. 1. Влияние угара ММ в дизеле на интенсивность его старения
Зона С наиболее рациональна по угару для эксплуатации большинства
малоразмерных ДВС. При gy = 1 – 3,2 г/(кВт×ч) создаются самые благоприятные условия для увеличения срока службы масла с сохранением ресурсных показателей двигателей на высоком уровне. При угаре свыше 3,2
г/(кВт×ч) (зона D), как уже отмечалось, маслообмен не улучшает состояние
масла, что приводит к более частой его смене, чем при работе дизеля в зоне С. Изнашивание, нагаро- и лакообразование деталей при работе дизеля
в зоне D увеличивается.
Влияние угара ММ на его состояние хорошо коррелирует с соотношением ai – МО(gy), если учитывать динамику взаимодействия маслообмена и скорости старения. Это хорошо иллюстрирует рис. 2, где показано
возрастание максимальной концентрации сх в масле за пределами зоны gy
= 0,7 – 2,3 г/(кВт×ч). Здесь подтверждается тезис, что увеличенный маслообмен не способствует торможению накопления в масле НРП. В зоне угара 1 – 3 г/(кВт×ч) щелочность масла конечных проб (t = 200 ч) находилась
на уровне 2 – 2,3 мгКОН/г. По щелочности подтверждается наличие зоны
315
оптимального угара 1 – 3 г/(кВт×ч). Этот показатель определялся по ГОСТ
11362-76.
сх,
% мг KОН
К,
г
2,
5
СО, См, %
1
2
Смолообразование
1
0
2,
Степень окисления
Кислотность
1,
5
8
1,
6
Загрязнение общими НРП
0,
5 0
1
2
3
4
gу, г/(кВт×ч)
Рис. 2. Старение масла в дизеле 2Ч10,5/13 в зависимости от его угара
Кислотность К масла М-10В2С в конце конечного этапа испытаний
находилась в пределах 1,2 – 2,5 мгКОН/г. Особенно интенсивно этот показатель повышался при угаре ниже 3 г/(кВт×ч). Интенсификация маслообмена благоприятно сказывалась на снижении этого показателя почти во
всем диапазоне gy.
Показатель СО (степень окисления) масла определяли через отношение
интегральной интенсивности поглощения карбонилсодержащих соединений
– С = О к группе – С = С – ароматических ядер. Зависимость СО(gy) показывает, что на всем рассматриваемом диапазоне уменьшения gy показатель СО
увеличивается и глубина окисления масла растет. Наибольшее увеличение
глубины окисления масла наблюдается на участке gy < 2 г/(кВт×ч). При gy >
2 г/(кВт×ч) этот показатель стабилизируется на уровне 6 – 7,6 % .
Несколько иначе протекает кинетика старения масла по показателю смолообразование. Зависимость См(gy) экспоненциальная. Концентрация смол в
масле самая высокая при низких угарах масла. Интенсивный рост показателя
См уже начинается при угаре gy < 4 г/(кВт×ч) (см. рис. 2). При угаре ниже 2,3
г/(кВт×ч) рост См несколько замедляется, но их концентрация в зоне угара 0,3
316
4
угара 0,3 – 2,2 г/(кВт×ч) остается на уровне 9,5 – 12 %, что сказывается на
интенсификации шламообразования в картере дизеля и в целом увеличивает лакообразование на юбке поршня.
Несколько обобщая результаты испытаний по влиянию угара масла на
его старение можно отметить, что при большой толщине масленой пленки в
зоне реакции (верхней части цилиндровой втулки) находится большое количество присадок (щелочи), способное к взаимодействию с кислыми продуктами. Если учесть, что щелочность в зоне реакции расходуется на нейтрализацию этих продуктов, значительно превышающих количественно нейтрализующую возможность щелочных реагентов в масляной пленке, то скорость
срабатывания присадки будет пропорциональна ее толщине, т.е. при большем расходе масла на угар скорость срабатывания присадки будет выше.
Щелочность расходуется на нейтрализацию большего количества
продуктов окисления масла. Часть щелочных присадок расходуется на
взаимодействие с другими присадками. Этот процесс, также как процесс
разложения присадок, интенсифицируется с ростом температуры масляной
пленки. Изменение расхода масла на угар и связанное с ним изменение качества работавшего масла оказывают существенное влияние на процессы
изнашивания, нагаро- и лакообразования в дизелях. Повышение концентрации смол в работающем масле при снижении угара способствует увеличению отложений в низкотемпературной зоне поршня, а также забивке
дренажных отверстий. Увеличение угара масла, вызывающее повышение
уровня нерастворимых загрязнений работающего масла, ведет к ухудшению чистоты поршня, особенно его высокотемпературной зоны.
Снижение угара с 5 до 1 г/(кВт×ч) благоприятно сказывается на скорости
изнашивания И* дизеля, которая по деталям ЦПГ в этом диапазоне gy изменяется в несколько раз. Более всего понижение угара в рассматриваемом
интервале изменения gy проявилось на И маслосъемных колец, менее всего
– на цилиндровых втулках. На участке угара 1 – 3 г/(кВт×ч) И хорошо коррелирует с концентрацией сх в конечных пробах масла (рис. 3).
При снижении gy от 1 до 0,3 г/(кВт×ч) скорость изнашивания всех деталей дизеля 2Ч10,5/13 возросла в 3 – 8 раз (см. рис. 3). В большей мере
воздействию фактора gy подвержено верхнее компрессионное кольцо,
меньше всего цилиндровая втулка. Состояние пар трения на этапах с угаром 0,3, 0,6 и 1 г/(кВт×ч) указывает на наличие натиров и высокую вероятность наволакивания металла с возможностью задира. Ухудшение состояния масла при угаре менее 1 г/(кВт×ч) не только сказывается на увеличении
изнашивания деталей дизеля, но и проявляется в интенсификации нагарои лакообразования. Эта тенденция особо ярко выражена в потере подвижности Пк поршневых колец (см. рис. 3).
*
Cреднеинтегральная оценка изнашивания дизеля – поршневым кольцом и цилиндровым втулкам. За
100 % принята скорость изнашивания этих деталей при угаре 2,3 г/(кВт×ч)
317
И,
Н,
%
24
Пк,
6
4
Подвижность
2
0
20
Нагарообразование
16
12
Изно
с
8
0
1
2
3
4 g,
Рис. 3. Влияние угара масла на состояние дизеля 2Ч10,5/13
Длительное наблюдение за старением ММ в дизеле 2Ч10,5/13 в судовых
условиях эксплуатации показало, что естественное изменение состояния двигателя в результате изнашивания деталей ЦПГ приводит к такой же динамике
старения масла в зависимости от угара, которая представлена на рис. 2. При
этом замечен более интенсивный рост угара по мере изнашивания дизеля при
низком начальном gy = 0,5 – 1 г/(кВт×ч). Общий расход масла с учетом его
срока службы и расхода на слив за период службы дизеля до капитального
ремонта при начальном угаре 1,2 – 2 г/(кВт×ч) самый низкий.
ЛИТЕРАТУРА
1. Перминов Б. Н. Научно-технические основы эффективного маслоиспользования в судовых тронковых дизелях/ Б.Н. Перминов// Монография. – Владивосток: Мор. гос. ун-т им. Г.И. Невельского.- 2005. – 378 с.
ВЛИЯНИЕ ДОЛИВА НА НАНОПРОЦЕССЫ В РАБОТАЮЩЕМ
МОТОРНОМ МАСЛЕ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Надежкин А.В., Соколова И.В.
(Морской государственный университет им. Г.И. Невельского,
Владивосток, Россия)
Рассматривается влияние периодического долива свежего масла на
коллоидную стабильность наночастиц дисперсной фазы загрязнений в
системе смазки судового дизеля. Методом планирования эксперимента
318
были получены многофакторные регрессионные зависимости, описывающие изменение дисперсности нерастворимой фазы загрязнений при доливе. На основании полученных результатов даны научно-практические рекомендации по регулированию массообмена в смазочных системах дизелей.
Одной из весомых составляющих в затратах, связанных с технической
эксплуатацией судовых дизелей является расходы на смазочные материалы. Для снижения этой статьи эксплуатационных затрат в настоящее время
на морском и рыбодобывающем флоте практически повсеместно смена
моторных масел осуществляется по фактическому состоянию. На основании сопоставления результатов лабораторного анализа основных физикохимических характеристик моторного масла с комплексом браковочных
показателей технический менеджмент судоходной компании принимает
решение о возможности дальнейшей работы масла в системе смазки дизеля. Таким образом, моторные масла судовых дизелей становятся долгоработающими. Отсюда в процессе эксплуатации дизелей мы сталкиваемся с
интенсивным массобменом в системе их смазки. Расход масла на угар
компенсируется доливами свежего моторного масла. Количество доливов,
особенно в системах смазки мощных судовых среднеоборотных дизелей,
за весь срок службы масла достигает нескольких сотен.
Многочисленные исследования указывают на неоднозначную оценку
влияния долива свежего моторного масла на надежность его работы в системе смазки дизеля [1-3]. С одной стороны отмечается очевидный положительный эффект, связанный с «освежением» работающего масла. Прежде
всего, он заключается в увеличении концентрации активных компонентов
многофункциональных присадок в работающем масле что, как следствие,
вызывает торможение процесса его старения и увеличения срока службы.
С другой указывается негативное влияние долива свежего масла, особенно
в количествах превышающих 10-15 % от его объема в системе смазки. Отмечается потеря дисперсной устойчивости нерастворимой фазы загрязнений, сопровождающееся увеличением доли крупнодисперсных частиц
продуктов загрязнения моторного масла [3]. Нарушение устойчивости
дисперсной фазы загрязнений при этом может вызвать не только интенсивное нагаро- и лакообразование, но способствует увеличению скорости
изнашивания подшипников и деталей ЦПГ. При этом срок службы полнопоточных ФЭ сокращается в несколько раз, а ротор центробежного очистителя необходимо будет чистить через 50–100 ч работы дизеля. Целью настоящей работы является исследование влияния периодического долива
свежего масла на коллоидную стабильность наночастиц дисперсной фазы
загрязнений в системе смазки судового дизеля.
319
Практика эксплуатации судовых дизелей показывает, что долив моторного масла в систему смазки является периодическим, а не непрерывным. На рис. 1 показана типовая диаграмма колебания объема масла в системе смазки судового дизеля 6ЧН 40/46, полученная нами по результатам
обработки экспериментальных данных. Как следует из представленных
статистических материалов, периодичность и объем долива являются случайными функциями, определяемыми человеческим фактором.
Рис.1 Изменение уровня смазочного масла в циркуляционном танке
т/х «Партизанск»
По результатам обработки годичных наблюдений за эксплуатацией
восьми главных двигателей 6ЧН40/46 танкеров ОАО «Приморское морское пароходство» нами построена гистограмма долива масла (рис. 2). Из
этих данных следует, что наибольшее число случаев долива приходится на
диапазон объемов Vt = 5-15 % от среднестатистического количества масла
в системе смазки дизеля Vc. Максимально зафиксированный объем доливаемого масла достигал 62 %.
Полученное экспериментальное распределение частоты доливов от
объема доливаемого масла аппроксимировано распределением Вейбулла.
f ( x) = a xta -1 / ba exp æçè -( x / b)a ö÷ø
(1)
где xt = Vt / Vc – относительный объем доливаемого масла; b – параметр
масштаба распределения, α – параметр формы распределения. В нашем
случае параметры распределения приняли следующие значения: α =
12,8667; b = 1,1425, по тесту Колмагорова - Смирнова свидетельствует о
хорошей сходимости результатов аппроксимации с экспериментальными
данными.
Проведенные лабораторные исследования и моторные испытания позволили выявить основные закономерности изменения дисперсности нерастворимой фазы загрязнений работающего моторного масла при доливе
свежего в систему смазки дизеля. Количественно изменение дисперсности
продуктов загрязнения оценивали через среднее значение площади ms и
среднеквадратичное отклонение σs частиц нерастворимой дисперсной фазы.
t
320
Рис.2 Гистограмма долива масла по судам серии «Партизанск»
С учетом имеющейся априорной информации были выделены основные факторы, оказывающие влияние на изменение коллоидной структуры
при смешении работающего и свежего моторного масла. В их число вошли
объем доливаемого масла Vi, степень сработанности присадок у работающего масла (показатель П), а так же исходное значение моющеедиспергирующего потенциала у свежего масла Мдс. Методом планирования эксперимента были получены многофакторные регрессионные зависимости, описывающие изменение дисперсности нерастворимой фазы загрязнений работающего моторного масла при доливе свежего в систему
смазки дизеля:
0,406164 * 0,999254 x3 * x20,309185
mS =
(2)
x10,134627
250,20927071473122 * 1,0056123924443097 õ3
sS =
õ10,10319432739559935 * õ21,2385560512474967
(3)
Адекватность уравнений регрессий (2), (3) оценивалась по критерию
F-статистики, подтвердившим хорошую сходимость расчетных и экспериментальных данных.
На рис. 3, 4 представлено изменение величин mS и sS в зависимости
от указанных выше эксплуатационных факторов. Как следует из представленных данных долив масла не вызывает существенного изменения среднего размера частиц загрязнений, но оказывает серьезное влияние на форму функции распределения частиц загрязнений по размерам, т.к значительно возрастает параметр sS.
321
Рис. 3 Относительное изменение площади частиц твердой фазы работающего масла от
объема долива при срабатывании щелочной присадки на: 1) 10 %; 2) 30 %; 3) 50 %. Исходное щелочное число работающего масла (мг КОН/г) а) 10; б) 20; в) 30
Рис.4. Относительное изменение среднеквадратичного отклонения площади частиц
твердой фазы работающего масла от объема долива при срабатывании щелочной присадки на: 1) 10 %; 2) 30 %; 3) 50 %. Исходное щелочное число работающего масла
(мг КОН/г) а) 10; б) 20; в) 30
На рис. 5 представлены две кривые относительной плотности распределения частиц загрязнений по размерам в работающем масле до и после
долива в систему смазки дизеля построенные по результатам экспериментальных данных. Рассматривается случай, когда щелочное число работающего масла уменьшилось вдвое, а долив свежего составил 50 %. Нетрудно заметить, что произошла перестройка коллоидной структуры дисперсной фазы загрязняющих примесей. С одной стороны после долива выросла доля мелкодисперсных частиц. Мода распределения сместилась с 0,5
до 0,3 мкм2. С другой выросло sS, а это в свою очередь привело к росту количества крупнодисперсных частиц в «хвостовой» части распределения.
Можно отметить, что частиц, например размером 5 мкм2, после долива
стало в 31,4 раза больше. Полученные нами результаты хорошо согласуются с экспериментальными данными работы [3].
При работе дизеля рост грубодисперсной составляющей продуктов загрязнения моторного масла приводит к тому, что резко интенсифицируется
процесс образования отложений на деталях дизеля. В результате происходит пригорание поршневых колец, забивается дренажные отверстия углеродистыми отложениями, что в свою очередь приводит к интенсивному
износу узлов двигателя, росту угара моторного масла. Нельзя не отметить
322
и существенное возрастание грязевой нагрузки на агрегаты очистки, что
значительно сокращает срок их службы.
Рис. 5. Эмпирическая плотность распределения доли частиц продуктов
загрязнения по размерам:1 –после, 2–до долива масла
Отсюда следует, что долив большого количества свежего масла в систему смазки дизеля является нежелательным по отмеченным выше причинам, особенно в случае значительного срабатывания моющеедиспергирующих присадок, а именно это характерно для долгоработающих судовых масел. Оптимальным является, как показывают наши исследования для рассматриваемого случая, одноразовый долив в объеме, не
превышающем 3-5 % от объема масла в системе.
ЛИТЕРАТУРА
1. Соколова И.В. Оценка влияния массообмена на дисперсность работающего моторного масла судовых дизелей / И.В. Соколова,
А.В. Надежкин // Научное обозрение.– 2008.– № 1.– С. 59–63
2. Малышев В.А. Использование методов феррографии и ИКспектроскопии для исследования влияния доливок свежего масла на эксплуатационные характеристики судовых масел/ В.А. Малышев, И.Н. Коновалова, ГИ. Берестова // Двигателестроение.- 2000. – № 4 . – С. 13 – 16.
3. Певзнер Л.А. Совместимость свежих и работающих масел в смазочных системах судовых двигателей / Л.А. Певзнер, В.М. Пашукова,
С.Г. Ткачева. // Двигателестроение. – 1989. – № 6. – С. 33−35.
323
РЕЗУЛЬТАТЫ ИСПЫТАНИЙ НА ТЕРМООКИСЛИТЕЛЬНУЮ
СТАБИЛЬНОСТЬ МИНЕРАЛЬНОГО ТРАНСМИССИОННОГО
МАСЛА ТНК ТРАНС ОЙЛ 85W-90 GL-5
Ананьин Н.Н., Ковальский Б.И., Безбородов Ю.Н., Галиахметов Р.Н.
(Институт нефти и газа Сибирского федерального университета,
Красноярск, Россия)
Представлены результаты испытания минерального трансмиссионного масла ТНК транс ойл 85w-90 GL-5 на термоокислительную стабильность. Предложен критерий оценки влияния температурного циклического нагружения на ресурс работы трансмиссионных масел и метод определения температур начала окисления и испарения.
Введение
В агрегатах трансмиссий смазочное масло неизбежно подвергается химическим превращениям. В результате этого изменяется первоначальный
состав масла и его физико-химические свойства, образуются вещества,
вредно отражающиеся на состоянии трущихся деталей. В основе химических превращений масла лежат реакции окисления, испарения, полимеризации, механической и термической деструкции и др. Главное значение
имеют процессы окисления масла.
Интенсивность процесса окисления и характер образующихся продуктов зависят от химического состава масла, температуры, величины поверхности соприкосновения масла с кислородом, наличие катализаторов и
антикатализаторов.
В процессе эксплуатации трансмиссионное масло работает в достаточно жестком режиме, испытывая при контактных напряжениях нагрузки до
2500МПа и температурах смазочного материала в объеме до 150 °С. На
поверхностях трения в зонах контакта при больших нагрузках температура
в микрообъемах достигает 750°С и выше. Основные процессы термоокисления протекают на поверхностях трения. В ходе исследований на термоокислительную стабильность разрабатывались эксперименты близкие к
эксплуатационным параметрам.
Целью исследований является определить влияние температуры на механизм окисления трансмиссионного масла при переменных температурных нагрузках.
Методика и результаты исследования
Методика исследования заключалась в испытании трансмиссионного
масла постоянной массы (100гр.) в стеклянном стакане с перемешиванием
324
их с частотой 300 об/мин стеклянной мешалкой. Стеклянная посуда применялась с целью исключения влияния металлов и других окисляемых материалов на окислительные процессы. Температура испытания задавалась
дискретно в процессе испытания и в течение 6 часов поддерживалась автоматически. После каждого испытания температура изменялась, повышаясь или понижаясь на 10°С, температурный диапазон изменялся от 110 до
150°С. Циклом испытания считается время одного ступенчатого изменения
температуры от 110 до 150°С в сторону ее повышения или понижения. После каждого испытания отбиралась проба для фотометрирования, определение вязкости и летучести.
На рис. 1. представлена зависимость коэффициента поглощения светового потока КП от температуры и времени испытания минерального трансмиссионного масла ТНК транс ойл 85W-90 GL-5. Видно, что данное масло
выдержало не полных четыре цикла испытаний, что по времени составило
96 часов. В связи с этим предложено по числу циклов оценивать влияние
температурного циклического нагружения на потенциальный ресурс работы трансмиссионных масел.
Рис.1. Зависимость коэффициента поглощения светового потока КП от времени и температуры испытания минерального трансмиссионного масла ТНК транс ойл 85W-90 GL-5
при циклическом изменении температуры: 1,3- циклы понижения температуры;
2,4 –циклы повышения температуры
Регрессионный анализ показал, что зависимость КП от времени (рис. 2)
является кусочно-полиномиальной и описывается уравнениями второго
порядка
К П = aT 2 + bT + c ,
где a и b – коэффициенты, характеризующие скорость процесса образования соответственно нерастворимых и растворимых продуктов окисления; с – коэффициент, характеризующий начальное значение коэффициента КП масел до испытания.
Регрессионные уравнения имеют следующий вид
325
для первого цикла
для второго цикла
для третьего цикла
для четвертого цикла
КП
КП
КП
КП
= -2,2·10-4·t2 + 0,01·t - 0,05;
= 5,2·10-4·t2 - 0,03·t + 0,66;
= -3,8·10-4·t2 + 0,06·t – 1,53;
= 6,9·10-4·t2 - 0,11·t + 5,07.
Рис.2. Зависимость изменения коэффициента поглощения светового потока КП от времени испытания минерального трансмиссионного масла ТНК транс ойл 85W-90 GL-5
при циклическом изменении температуры: 1,3- циклы понижения температуры;
2,4 –циклы повышения температуры
Диапазон изменения скоростей (рис. 3) для исследуемого смазочного
материала лежит в пределах от -0,003 до 0,023. В третьем цикле при переходе температуры от 150°С до 140°С наблюдается падение скорости на
30% от максимальной, поэтому температура 150°С можно считать критической для минерального трансмиссионного масла ТНК транс ойл 85W-90
GL-5.
Рис.3. Зависимость скорости изменения коэффициента поглощения светового потока
КП от времени испытания минерального трансмиссионного масла ТНК транс ойл 85W90 GL-5 при циклическом изменении температуры: 1,3- циклы понижения температуры; 2,4 –циклы повышения температуры
На рис. 4 приведена зависимость приращения коэффициента поглощения светового потока ΔКП от температуры испытания, которое определялось по формуле
326
DК П = К П 2 - К П1 ,
где КП1 и КП2 – значения коэффициентов поглощения светового потока
соответственно следующих друг за другом циклов повышения и понижения температуры испытания.
Рис.4. Зависимость приращений ΔКП от температуры испытания минерального трансмиссионного масла ТНК транс ойл 85W-90 GL-5 при циклическом изменении температуры: 1- значения приращений ΔКП для первого и второго циклов испытания;
2 – значения приращений ΔКП для третьего и четвертого циклов испытания
Данные зависимости представляют собой кусочно-линейчатые функции, а точка их пересечения с осью абсцисс определяет значение температуры начала окисления ТНО. Для масла ТНК транс ойл 85W-90 GL-5 ТНО =
112°С.
Рис.5. Зависимость летучести G от температуры и времени испытания минерального
трансмиссионного масла ТНК транс ойл 85W-90 GL-5 при циклическом изменении
температуры (условные обозначения см. на рис.1)
На рис. 6 приведена зависимость приращения летучести ΔG от температуры испытания, которое определялось по формуле
327
DG = G2 - G1 ,
где G1 и G2 – значения летучести соответственно следующих друг за другом циклов повышения и понижения температуры испытания.
Рис.6. Зависимость приращений летучести ∆G от температуры испытания минерального трансмиссионного масла ТНК транс ойл 85W-90 GL-5 при циклическом изменении
температуры: 1- значения приращений ΔG для первого и второго циклов испытания; 2
– значения приращений ΔG для третьего и четвертого циклов испытания
Данные зависимости представляют собой кусочно-линейчатые функции, а точка их пересечения с осью абсцисс определяет значение температуры начала испарения ТНИ. Для масла ТНК транс ойл 85W-90 GL-5 ТНИ =
112°С.
Изменение вязкости исследовалось с помощью зависимости Кµ = f(t)
(рис.7). На данной зависимости четко наблюдается 3 падения вязкости при
переходе температур: в первом цикле со 140 до 130°С; во втором цикле со
120 до 130°С; в третьем со 130 до 120°С. Правомерно полагать, что в течение испытания трижды менялась концентрация продуктов окисления в
масле.
При циклическом температурном нагружении смазочного материала
все три вида продуктов окисления – это растворимые, полурастворимые и
нерастворимые, образуются одновременно, но в разных количествах. Во
всех циклах испытания падение вязкости свидетельствует об увеличении
нерастворимых продуктов окисления и выпадения их в осадок. Причем
уменьшение вязкости масла наблюдается лишь в течение одного последующего опыта, затем сохраняется тенденция к ее увеличению.
Так как при выпадении нерастворимых продуктов окисления в осадок
не наблюдается осветления масла, коэффициент поглощения светового потока продолжает увеличиваться, то масло с растворимыми и полурастворимыми веществами имеют такой же КП как и с не растворимыми.
328
Рис.7. Зависимость коэффициента вязкости от времени испытания минерального
трансмиссионного масла ТНК транс ойл 85W-90 GL-5 при циклическом изменении
температуры
Нерастворимыми продуктами окисления являются отработанные присадки различного назначения. Одни отработанные присадки выпадают в
осадок, другие, находясь в полурастворимом состоянии, остаются в объеме
смазочного материала.
Следует вывод, что присадки в этом минеральном масле, в большей
части, после своей отработки остаются растворимыми и полурастворимыми продуктами окисления.
Влияние продуктов окисления на оптические свойства и вязкость
трансмиссионного масла оценивалась зависимостями коэффициента К от
коэффициента поглощения светового потока (рис. 8а). В случае равнозначного влияния продуктов окисления на эти свойства масел угол наклона
зависимости К=f(КП) составляют 45°. При угле наклона зависимости
меньше 45° продукты окисления в большей степени оказывают влияние на
вязкость, а при угле меньше 45° они оказывают большее влияние на оптические свойства.
Теплота, подводимая к трансмиссионному маслу является источником
для начала превращений, происходящих в нем. Масло испаряется и темнеет в процессе окисления, то есть подводимая теплота тратится на летучесть
масляных фракций и образование продуктов окисления.
С помощью суммы коэффициента поглощения светового потока и летучести, определяется энергия превращения ЕП:
ЕП = К П + КG .
Зависимость ЕП = f(КП) (рис.8б) является линейной и определяется
уравнением
329
Е П = aК П + b ,
где a – коэффициент, характеризующий скорость превращения тепловой
энергии в продукты окисления и конденсат; b – коэффициент, характеризующий запас тепловой энергии до начала процесса превращения.
а)
б)
Рис.8. Зависимости коэффициента К (а) и коэффициента энергии превращения ЕП от
коэффициента поглощения светового потока минерального трансмиссионного масла
ТНК транс ойл 85W-90 GL-5 при циклическом изменении температуры
Для минерального трансмиссионного масла ТНК транс ойл 85W-90
GL-5 эта зависимость приобретает вид
Е П = 1,06 К П - 2,22 × 10 -4 .
Чем выше коэффициент a (для масла ТНК транс ойл 85W-90
GL-5
a = 1,06), тем выше скорость процесса превращения. Коэффициент
b = -2,22·10-4 имеет малое отрицательное значение, что указывает на отсутствие в данном масле запаса тепловой энергии.
ВЫВОДЫ
1. Установлен критерий оценки влияния температурного циклического нагружения на ресурс работы трансмиссионных масел.
2. Разработаны количественные и качественные показатели процесса
термоокисления смазочных материалов.
3. Предложен показатель температурного энергетического воздействия на трансмиссионные масла при переменных значениях температуры.
330
ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ ТЕМПЕРАТУРНОЙ СТОЙКОСТИ
МОТОРНЫХ МАСЕЛ НА НАДЕЖНОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Малышева Н.Н., Ковальский Б.И., Метелица А.А., Кузьменко А.В.
(Институт нефти и газа Сибирского федерального университета, Красноярск, Россия)
Приведена методика исследования температурной стойкости товарных моторных масел, позволяющая обосновать критерии выбора моторного масла на стадиях проектирования ДВС. Представлены результаты
исследования температурной стойкости моторных масел. Получены
критерии идентификации моторных масел по группам эксплуатационных
свойств и регрессионные уравнения процесса деструкции моторных масел, позволяющие уточнить оценку идентификации масел.
На стадии проектирования машин и агрегатов зачастую отсутствует
информация о температурной области работоспособности широкого ассортимента смазочных материалов, несущей способности граничных слоев,
склонность их к формированию защитных слоев, что затрудняет их обоснованный выбор для узлов работающих с определенными температурными
режимами работы. Кроме того, механизм влияния смазочной среды на надежность машин и агрегатов еще недостаточно изучен, ввиду многообразия факторов, которые непостоянны вследствие переменных условий работы.
С появлением на российском рынке смазочных материалов импортных
производителей возникла проблема их идентификации, определения применимости и срока эксплуатации, что требует разработки новых ускоренных методов идентификации.
Смазочные материалы, применяемые в современных механизмах, работают в очень тяжелых условиях. Так, в двигателях внутреннего сгорания
масло длительное время подвергается мгновенным перепадам тепловых и
механических нагрузок. Верхняя поршневая канавка в современных двигателях нагревается до 270-280°С, а при наличии наддува - до 300-350°С [1].
На такте сжатия из камеры сгорания в картер через масляную пленку прорываются газы, температура в зоне поршня может достигать 450°С у бензиновых двигателей и 550-700°С у дизелей. Не менее тяжелые условия и в
зоне трения вкладышей подшипников и шейки коленчатого вала, где масляная пленка нагревается до 150-160°С при давлении от 1,5 до 15МПа [1].
Температура масла в картере в рабочем режиме редко падает ниже 80100°С. Кроме того, моторное масло подвергается химическому воздейст-
331
вию кислорода воздуха, других газов, продуктов неполного сгорания топлива, да и самого топлива, которое неминуемо попадает в масло, хотя и в
очень малых количествах [1].
В настоящее время для конструкторов и технологов не предоставляется
информация о поведении смазочных материалов в условиях эксплуатации
техники. Отсутствуют данные деструкции присадок и склонности продуктов деструкции к образованию защитных граничных слоев, влиянию материалов пар трения на окислительные процессы и деструкцию, температурным пределам работоспособности и химической активности материалов
пар трения с присадками и продуктами деструкции и окисления, что зачастую делает невозможным оптимальный набор смазочного материала на
этапе проектирования агрегата.
Методика исследования заключается в исследовании товарных моторных масел на температурную стойкость в диапазоне температур от 140 до
300°С. Проба масла постоянной массы (50 г.) заливается в стеклянный стакан прибора для определения температурной стойкости и термостатируется в течение 6 часов, причем каждую последующую пробу масла испытывают при температуре на 20°С выше предыдущей. После термостатирования отбирается проба испытанного масла для фотометрирования, измерения вязкости и летучести.
Для исследования были выбраны частично синтетические моторные
масла: Zic 5000 10W-40 SH/CG-4; Spectrol Global 10W-40 SG/CD; Mannol
10W-40 SL/CF; Sibi Motor Стандарт 4 10W-40 SF/CD; Visco 3000 10W-40
SL/CF и Spectrol Капитал 5W-40 SJ/CF (EC), а также всесезонное дизельное масло Zic 5000 5W-30 CL-4.
Влияние температуры на изменение оптических свойств масел оценивалось коэффициентом поглощения светового потока Кп. Зависимости изменения коэффициента поглощения светового потока от температуры испытания масел (рис. 1) описываются уравнениями второго порядка до критической температуры (1).
Характерными различиями полученных зависимостей являются температуры начала деструкции и наличие двух участков с различной интенсивностью процессов деструкции, причем первый участок зависимости Кп(Т)
характеризуется уравнением второго порядка, определяющий процесс деструкции присадок и его интенсивность до критической температуры.
Температура начала деструкции частично-синтетических масел составляет
диапазон 140-190°С. Второй участок зависимостей Кп(Т) характеризуется
завершением процесса деструкции, при котором значения коэффициента
Кп либо стабилизируются (ввиду отсутствия присадок), либо уменьшаются (ввиду выпадения осадка).
332
Процесс деструкции частично синтетических масел (первый участок)
описывается уравнениями второго порядка
Кп = α1T2 + α2T + b,
(1)
где α1 и α2 – коэффициенты, характеризующие интенсивность образования продуктов деструкции; b – коэффициент, зависящий от базовой основы смазочного материала и качества присадок; Т – температура испытания,
°С.
Рис.1. Зависимость коэффициента поглощения светового потока Кп от температуры
испытания моторных частично синтетических масел:
1 - Zic 5000 10W – 40 CG – 4/SH; 2 - Spectrol Global 10W – 40 SG/CD; 3 - Mannol
10W – 40 SL/CF; 4 - Sibi Motor Стандарт 4 10 W – 40 SF/CD; 5 - Visco 3000 10W-40
SL/CF; 6 - Spectrol Капитал 5W-40 SJ/CF (EC); 7 – Zic 5000 5W-30 CL-4
По результатам испытания масел их можно разделить на две группы. В
первую группу входят масла (кривые 5-7), характеризующиеся более интенсивным увеличением коэффициента поглощения светового потока Кп с
температурой начала деструкции от 160 до 190°С. Вторые участки характеризуются снижением коэффициента поглощения светового потока, что
вызвано выпадением продуктов деструкции в осадок, поэтому эти масла
склонны к загрязнению масляной системы двигателя. Во вторую группу
входят масла (кривые 1-4) с температурой начала деструкции от 140 до
333
170°С и предельной температурой от 240 до 260 °С. Процесс деструкции
этих масел менее интенсивный, чем у первой группы масел, а на втором
участке значения коэффициента Кп либо стабилизируются (кривые 1 и 2),
либо увеличиваются (кривые 3 и 4).
Температурный диапазон работоспособности частично синтетических
масел определяться температурой начала деструкции присадок и предельной температурой. Таким образом, температура начала деструкции присадок для масел Zic 5000 10W-40 составила 140°С, Sibi Motor Стандарт 4 и
Mannol составила 140°С, Spectrol Капитал и Spectrol Global – 170 °С и для
масел Visco 3000 и Zic 5000 5W-30 – 160 ºС и 190°С.
Предельная температура работоспособности для частично синтетических масел составила: Zic 5000 (кривая 7), Zic 5000 (кривая 1) и Sibi Motor
Стандарт 4 (кривая 4) –
260ºС, Spectrol Global (кривая 2) – 240ºС, Visco
3000 (кривая 5) и Spectrol Капитал (кривая 6) – 280ºС, и Mannol (кривая 3)
– 300ºС.
По классификации API масла Mannol, Zic 5000 5W-30 и Visco 3000 относятся к одной группе эксплуатационных свойств «L» - наивысшей, но
температуры начала деструкции присадок и предельные температуры у
них различны, что указывает на несовершенство системы классификации.
Важным эксплуатационным свойством смазочных материалов является
стабильность в процессе эксплуатации вязкости, однако при высоких температурах на поверхностях трения наряду с деструкцией присадок происходит деструкция базовой основы.
Влияние температуры на изменение вязкости при термостатировании
масел выражено коэффициентом относительной вязкости Кµ, определяемым отношением [2]
Кµ=
m0
,
m исх
(2)
где µ0 и µисх – вязкость соответственно испытанного масла и исходного,
сСт.
Зависимости Кµ от температуры (рис. 2) описываются полиномом по
формуле 3 Характерной особенностью полученных зависимостей Кµ(Т) является наличие двух участков с различной интенсивностью. Зависимости
Кµ(Т) для масел Spectrol Капитал (кривая 6) и Zic 5000 5W-30 (кривая 7)
имеют общую тенденцию резкого снижения вязкости при повышении
температуры испытания от 180 °С, что характеризует деструкцию базовой
основы. Вязкостные свойства данных масел хуже по сравнению с другими
испытуемыми маслами.
334
Рис. 2. Зависимость коэффициента относительной вязкости Кµ от температуры испытания моторных частично синтетических масел (Усл. обозн. см. на рис. 1)
Зависимости Кµ (Т) описываются полиномами вида
Кµ = α1Tn+α2Tn-1+...+αmT+b,
(3)
где α1, α2… αm – коэффициенты, характеризующие влияние продуктов деструкции на вязкость испытуемого масла; b – коэффициент, характеризующий значение вязкости при температуре начала деструкции; Т – температура испытания, °С.
Наибольшей стабильностью коэффициента относительной вязкости до
температуры испытания 240ºС характеризуются масла (кривые 1 и 4). Деструкция базовой основы масла наступает при температуре, соответствующей резкому уменьшению коэффициента относительной вязкости. Так,
температура начала деструкции базового масла составила для: Zic 5000
(кривая 1) и Mannol (кривая 3) – 260ºС; Spectrol Global (кривая 2) и Sibi
Motor Стандарт 4 (кривая 4) – 240ºС; Visco 3000 (кривая 5) – 220ºС;
Spectrol Капитал (кривая 6) – 200ºС и Zic 5000 (кривая 7) – 180ºС. Однако
критического снижения вязкости на 20-25% (рис. 2, штриховая линия)
масла достигли при различных температурах испытания, а масла (кривые 1
и 2) этих значений не достигли даже при 300ºС. Соответственно, данные
масла обладают лучшими вязкостными свойствами по сравнению с другими.
Летучесть масел (рис. 3) в диапазоне температур испытания до 260ºС
практически одинакова за исключением масла Zic 5000 10W-40 CG
(кривая 1). При температурах испытания выше 260ºС за счет падения вязкости летучесть масел увеличивается.
335
Рис. 3. Зависимость летучести G от температуры испытания моторных частично синтетических масел (Усл. обозн. см. на рис. 1)
На основании проведенных исследований и судя по зависимостям коэффициента поглощения светового потока и скорости деструкции исследованные масла по повышению качества можно расположить в следующей
последовательности: Spectrol капитал, Visco 3000, Zic 5000 CL-4, Zic 5000
CG-4, Sibi Motor, Spectrol Global и Mannol. Согласно классификации API
исследованные масла располагаются по возрастанию качества в следующей последовательности. Для бензиновых двигателей: Sibi Motor Стандарт
4 10 W – 40 SF/CD; Spectrol Global 10W – 40 SG/CD; Zic 5000 10W – 40
SH/CG; Spectrol Капитал 5W-40 SJ/CF (EC); Mannol 10W – 40 SL/CF и
Visco 3000 10W-40 SL/CF. Для дизельных двигателей повышение качества
масел согласно классификации API будет выглядеть в такой последовательности: Sibi Motor Стандарт 4 10 W – 40 SF/CD и Spectrol Global 10W –
40 SG/CD; Mannol 10W – 40 SL/CF, Spectrol Капитал 5W-40 SJ/CF; Visco
3000 10W-40 SL/CF; Zic 5000 10W – 40 SH/CG и Zic 5000 5W – 30 CL-4.
ЛИТЕРАТУРА
1. Трембач, Е.В. Моторные и трансмиссионные масла, присадки / Е.В.
Трембач. – Ростов н/Д.: «Феникс», 2000. – 160 с.
2. Ковальский, Б.И. Методология контроля и диагностики смазочных
материалов, как элементов систем приводов многокомпонентных машин /
Б.И. Ковальский. Сб. науч. труд. 2005 – 412 с.
336
Тихоокеанский
государственный
университет
Дальневосточный
государственный
университет путей
сообщения
Энергетические установки
с ДВС.
Проблемы конструирования
и эксплуатации
ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК
РАЗВЕТВЛЕННЫХ КОЛЕБАТЕЛЬНЫХ СИСТЕМ
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК ДВС
Лейбович М.В., Лашко В.А. (Тихоокеанский государственный
университет, Хабаровск, Россия)
Развиваемые в судовом валопроводе вынужденные колебания существенно влияют на прочность деталей системы. Моменты от газовых сил,
силовые воздействия на гребной винт и на ветвях разветвленной системы
распределяются по закону, который необходимо расшифровать. Для различных моделей крутильно-колебательных систем (ККС) определены характеристики вынужденных колебаний от воздействий с различными
частотами. Данная методика предназначена для выявления резонансных
зон судовых валопроводов с ДВС.
Ставится следующая задача: на звенья крутильно-колебательной системы с ДВС действуют вынуждающие моменты; требуется определить законы вынужденных колебаний крутильных масс, а также выявить влияние
силовых воздействий на амплитуды данных крутильных масс. При этом
предполагается, что воздействия могут быть разной физической природы,
но математически представленные по аналогичным структурам.
Чтобы выявить определенные закономерности, рассмотрим сначала
простейший случай физико-математической модели реальной технической
системы с ДВС (судовой валопровод с гребным винтом). Пусть моделью
ККС является цепная дискретная n - массная система. На ее первую массу
действует вынуждающий момент, представляющий собой периодическую
функцию, которую можно разложить в ряд Фурье. Запишем этот момент в
тензорном виде
M 1 ( t ) = a1 j cos jpt + b1 j sin jpt ,
(1)
где j - индекс суммирования, изменяющийся от 1 до бесконечности, p основная частота вынуждающего момента. Для четырехтактного ДВС эта
величина равная половине частоты вращения коленчатого вала судовой
установки. На рис.1 изображена топологическая схема цепной ККС
M 1 (t )
1
c1
2
c2
ci - 1
3
Рис.1. Схема цепной ККС
339
i
ci
cn - 1
n
Дифференциальные уравнения крутильных колебаний n - массной
цепной системы в матричной форме запишутся в виде
Aj&& + C j = M ,
(2)
где A,C - соответственно матрицы инерции и жесткости ККС, j - вектор
столбец углов вращения крутильных масс, M - вектор столбец вынуждающих моментов. В случае модели ККС с одним вынуждающим моментом M 1 (t ) вектор момент будет иметь только один не нулевой элемент.
Общее решение матричного уравнения (2) складывается из общего решения, представляющего собой закон свободных колебаний ККС и самих вынужденных колебаний, зависящих от тех вынуждений, которые действуют
на элементы крутильной системы. Так как в реальных системах энергия
рассеивается, то со временем свободные колебания затухают, а главное
значение будут иметь только вынужденные колебания. Поэтому сосредоточимся только на вынужденных колебаниях системы, являющиеся к тому
же частными решениями уравнения (2). Эти решения будем искать в виде
совокупности n - функций
(3)
j i = ai j cos jpt + bi j sin jpt ,
где ai j , bi j - неизвестные амплитуды j - ых гармоник вынужденных колебаний i - ой массы ККС i = 1,K ,n . При подстановке (3) в (2) получим систему уравнений, из которых можно найти искомые амплитуды вынужденных колебаний.
Определение. Матрица W j , составленная из коэффициентов амплитуд
вынужденных колебаний крутильных масс и отвечающих j - гармоники
вынуждающего момента на первой крутильной массе (моторной), называется возмущающей матрицей, соответствующей моменту M 1 .
Запишем уравнение для определения амплитуд вынужденных колебаний в матричной форме:
W j Aj = M j ,
(4)
где A j - вектор столбец j - амплитуд вынужденных колебаний масс ККС;
M j - вектор столбец j - амплитуд вынуждающего момента M 1 ( t ) .
Возмущающая матрица W j представляется как клеточная матрица ленточного типа. Ее строение характеризуется следующими особенностями.
1. Если ККС – цепная дискретная с n массами, то порядок матрицы W j
равен 2n . Так для трехмассной системы размерность матрицы W j определяется формулой 6 ´ 6 .
2. Матрица W j разбита на подматрицы – клетки порядка 2 ; количество
клеток ее равно n 2 .
340
3. Для наглядно представления матрицы W j и решений системы (4)
введем следующие обозначения
p j i = ci - 1 + ci - J i ( jp )2 , i = 1,n .
При этом полагаем, что c0 = cn = 0 (с физической точки зрения это означает, что первая и последняя массы как бы жестко соединены слева и
справа абсолютно неупругими элементами). Здесь ci - коэффициент жесткости вала, соединяющего i и i + 1 крутильные массы; J i - осевой момент
инерции приведенной крутильной массы; j - номер гармоники в разложении возмущающего момента в ряд Фурье; p - основная частота вынужw
дающего момента. Для четырехтактного ДВС p = , где w - частота вра2
щения коленчатого вала двигателя.
4. Диагональные клетки матрицы W j обозначим как Pi , i = 1,n ; они являются диагональными матрицами с элементами p ji . Таким образом, эти
матрицы имеют вид
æ p ji 0 ö
÷.
Pi = çç
÷
0
p
ji ø
è
5. Окаймляющие диагональ матрицы W j обозначим как Ci ; они представляют собой также диагональные матрицы порядка 2 с диагональными
элементами, равными - ci , Таким образом, эти матрицы имеют вид
0 ö
æ- c
÷÷ .
Ci = çç i
0
c
iø
è
Нулевую матрицу второго порядка обозначим O . В обозначениях клеток матрица W j примет вид
O ö
æ P1 C1 O K O
ç
÷
K
C
P
C
O
O
ç 1
÷
2
2
çO C
P3 K O
O ÷
2
÷.
ç
Wj =
M
M
M
K
M
M
ç
÷
çO O O K P
Cn - 1 ÷
n -1
ç
÷
çO O O K C
Pn ÷ø
n -1
è
Столбец амплитуд вынужденных колебаний A j размерности 2n ´ 1
также имеет клеточное строение; блоки этой матрицы – столбцы 2 ´ 1 вида
341
æ ai j ö
li = çç j ÷÷ ,
è bi ø
где ai j , bi j - искомые величины, определяющие амплитуды j - гармоники вынужденных колебаний i - ой крутильной массы. Таким образом,
строка амплитуд вынужденных колебаний будет иметь вид
A j T = (l1 l2 L ln )T .
Вектор строка вынуждающего момента для рассматриваемой модели
запишется
æa j ö
M j T = (m 0 K 0 )T , m = çç 1 j ÷÷.
è b1 ø
Матричное уравнение (4) распадается на систему матричных уравнений
P1l1 + C1l2 = m ,
ì
ï
C1l1 + P2 l2 + C 2 l3 = 0 ,
ï
ï
C 2 l2 + P3 l3 + C3 l4 = 0 ,
.
í
L
ï
ïC n - 2 ln - 2 + Pn - 1ln - 1 + C n - 1ln = 0 ,
ï
C n - 1ln - 1 + Pn ln = 0 ,
î
Структура всех клеток – диагональная, что позволяет применить метод
Гаусса относительно матриц второго порядка. В результате реализации алгоритмических действий над матрицами определяются все li , а следовательно, искомые величины ai j ,bi j для любого i = 1,n . Запишем расчетные
формулы для случая n = 3 :
2
c p
cc
j
j p 2 p3 - c 2
a1 = a
, a 2 j = a j 1 3 , a3 j = a j 1 2 ,
r
r
r
b1
j
p 2 p3 - c 2 2
c p
cc
=b
, b2 j = b j 1 3 , b3 j = b j 1 2
r
r
r
j
где r = p1 p2 p3 - c12 p3 - c2 2 p1 . Очевидно, что выполняется условие пропорциональности величин ai j ,bi j : bi j = ai j
bj
.
aj
Следовательно, закон вынужденных колебаний крутильных масс от
вынуждающего момента M 1 (t ) на первой моторной массе будет таков
ji =
åm
i
j
(
)
sin jpt + a j ,
j
342
2
æbj ö
bj
где
m i = ai 1 + çç j ÷÷ , tg a j = j .
a
èa ø
Расчетную схему можно обобщить до s моторных масс с действующими на них возбуждающими моментами, представляемыми рядами Фурье с
одинаковой частотой p с равными амплитудами, но разными начальными
фазами. Моторные массы можно привести к эквивалентной динамической
массе 1 с моментом инерции J 1 , а все моменты можно сложить и получить
результирующий момент M 1 (t ) .
Рассмотрим крутильно-колебательную систему – энергетическую установку с ДВС и судовой валопровод с гребным винтом. Расчетной схемой
такой системы является дискретная топологическая структура цепного типа, на которую действуют два возбуждающих моментов: от первой моторной массы M 1 (t ) и от гребного винта M n (t ) . Оба момента - периодические
функции, разлагаемые в ряд Фурье, но с разными основными частотами.
Первая определяется частотой p , равной половине частоты вращения коленчатого вала, вторая q определяется основным периодом t n возмущаю2p
щего момента, то есть q =
. В этом случае строка возмущающих моменtn
тов M (t ) матричного уравнения (4) будет иметь вид
j
j
M (t ) = (M 1 (t ) 0 K 0 M n (t ))T ,
где
M 1( t ) =
å a cos jpt + b sin jpt , M ( t ) = å h cos iqt + f
j
j
j
n
j
sin qt .
j
j
Дифференциальное матричное уравнение вынужденных колебаний (2)
является основой составления уравнения вынужденных колебаний
V j A j = M (t ) ,
(5)
где V j - возмущающая матрица от двух моментов M 1 , M n , A j - столбец
амплитуд вынужденных колебаний. Матрица V j составляется по частным
решениям уравнения (5), определяемыми функциями
ji = ai j cos jpt + bi j sin jpt + hi j cos jqt + f i j sin jqt .
(6)
В функции (6) опущен оператор суммирования; при этом использовано
правило суммирование Эйнштейна. Возмущающая матрица моментов является клеточной матрицей, аналогичной матрице W j . Наряду с величинами p ji вводятся величины q ji по формулам
q ji = ci - 1 + ci - J
i
( jq )2 , j = 1,...¥ .
343
Тогда матрица W j . в клеточном виде будет иметь вид
æ S1 C1 O
ç
ç C1 S 2 C 2
Vj = ç
M
M K
ç
çO 0 L
è
Oö
÷
O÷
,
M ÷
÷
S n ÷ø
где матрицы S i являются диагональными вида
0
0 ö
æ p ji 0
ç
÷
p ji 0
0 ÷
ç 0
Si = ç
,
0
0 q ji 0 ÷
ç
÷
ç 0
÷
0
0
q
ji ø
è
матрицы Ci имеют такую же диагональную структуру, что и матрицы Ci в
W j , но порядка 4 . Расчет амплитуд ai j , bi j , hi j , f i j проводится по выше описанной методике. Для n = 3 амплитуды hi j , f i j определяются по формулам
c1c2
q1c2
j
j
h1 j = h j
,
h
=
h
,
2
q1q2 q3 - c12 q3 - c22 q1
q1q2 q3 - c12 q3 - c22 q1
h3j
=h
q1q2 - c12
j
q1q2 q3 - c12 q3 - c22 q1
.
Такую же структурную формулу имеют величины f i j , только вместо h j
j
ставятся f . При этом выполняется условие:
ji =
å
fi j
hi j
=
fi j
hi j
. Тогда
m i j sin ( jpt + a j ) + n i j sin ( jqt + b j ) ,
j
j
где mi = ai
j
æbj
1 + çç j
èa
2
ö
÷ , n i j = hi
÷
ø
j
æf j
1 + çç j
èh
2
ö
÷ . Тогда ji = j i * + j i ** ,
÷
ø
j i * - угол закрутки i крутильной массы от вынуждающего момента M 1 (t ) ,
ji ** - угол закрутки i крутильной массы от вынуждающего момента M n (t )
гребного винта судна.
Рассмотрим разветвленную ККС, структура которой описана в [1]. На
рис. 2 представлен топологическая схема РККС с одной ветвью, исходящей
от узла U i .
344
M 1 (t )
c2
c1
1
2
ci - 1
ci ,1
3
Ui
cn - 1
ci
i
n
i ,1
i ,m
M m (i )
Рис. 2. Схема разветвленной ККС
Для каждой РККС составляется матричное уравнение типа (2), которое
отличается от других структурой матрицы жесткости C . Рассмотрим РККС с
одной ветвью, на конечную крутильную массу которой действует возбуждающий момент с частотой r , отличной от основной частоты p на моторной
массе
M i,m ( t ) =
å
ui j cos jrt + vi j sin jrt .
j
Определение амплитуд вынужденных колебаний в РККС осуществляется
разрешением матричного уравнения
Z j A j = M (t ) ,
(7)
где Z j - вынуждающая матрица от моментов M 1 , M i ,m . Для РККС с одной
основной цепью из трех масс и одной ветвью с одной массой дифференциальные уравнения крутильных колебаний запишутся в виде
ì J j&& + c j - c j =
a j cos jpt + b j sin jpt ,
1 1
1 1
1 2
ï
j
ï
&
&
J
j
c
j
+
(
c
+
c
+
c
ï 2 1 1 1
1
2
2 ,1 )j 2 - c2j 3 - c2 ,1j 4 = 0 ,
í
J 3j&&3 - c2j 2 + c2j 3 = 0 ,
ï
ï J j&& - c j + c j =
u j cos jrt + v j sin jrt .
4 4
2 ,1 2
2 ,1 4
ï
j
î
Решение этой системы, как уравнения вынужденных крутильных колебаний ищется в виде
ji = ai j cos jpt + bi j sin jpt + ui j cos jrt + vi j sin jrt .
Для любого j = 1,2 ,K составляется матричное уравнение (7), в котором
матрица Z ( p ,r ) имеет порядок 8 и составлена из 16 клеток четвертого порядка. Уравнение (7) распадается на четыре матричных уравнения
å
å
345
R1l1 + C1l2 = M 1 ,
ì
ïC l + R l + C l + C l = 0 ,
ï 1 1
2 2
2 3
3 4
í
C 2 l2 + R3 l3 = 0 ,
ï
ïî
C3 l2 + R4 l4 = M 4. ,
где
æ p ji
ç
ç 0
Ri = ç
0
ç
ç 0
è
0
p ji
0
0
0
0
r ji
0
0ö
÷
0÷
- матрица частот возмущающих моментов.
0÷
÷
r ji ÷ø
Результатом решения системы матричным методом, является определение
амплитуд вынужденных колебаний, задаваемыми двумя вынуждающими моментами разной физической природы. Данная методика предназначена, прежде всего, на построение для каждого j формы вынужденных колебаний, наглядно отражающих колебательный процесс, а также вычисление резонансной зоны. Теперь ее расположение на оси частот зависит не только от частоты вращения коленчатого вала, но и от спектра частот вынуждающего момента на ответвлении РККС. Собственные частоты РККС определяются для
РККС по матричной методике [2]. Они для многомассной крутильной системы образуют дискретный спектр. Наложение спектра собственных частот с
спектром частот двух возбуждающих моментов дает возможность найти резонансные и околорезонансные зоны.
ЛИТЕРАТУРА
1. Лейбович М.В. Вынужденные колебания в разветвленных ККС с ДВС /
М.В. Лейбович, В.А. Лашко // Актуальные проблемы развития и эксплуатации поршневых двигателей в транспортном комплексе АзиатскоТихоокеанского региона. Материалы международной научно-технической
конференции Двигатели 2005. - Хабаровск: Изд-во ТОГУ. - 2005. - С. 321327.
2. Лашко В.А. Матричные методы в расчетах крутильных колебаний силовых установок с ДВС / В.А. Лашко, М.В. Лейбович.- Хабаровск: Изд-во
Хабар. гос. техн. ун-та.- 2003. - 211 с.
346
УТИЛИЗАЦИЯ ТЕПЛОТЫ ДВС НА ОПРЕСНИТЕЛЬНЫХ
УСТАНОВКАХ
Слесаренко В.Н., Дрозд М.С. (Морской государственный университет
им. адм. Г.И. Невельского, Владивосток, Россия)
Рассмотрено теплоиспользование от ДВС на опреснительных установках различного типа. Приведены показатели, оценивающие эффективность включения опреснителя в схему утилизации теплоты ДВС. Предложены уравнения для определения коэффициента относительной выработки опреснителей мгновенного вскипания и тонкопленочного типов и
установлено его изменение в зависимости от температуры теплоносителя, получаемого от двигателя.
В технологии опреснения морской воды на судах определилось два основных направления получения пресной воды и дистиллята. К ним относится термическое опреснение, реализуемое в конструкциях опреснителей
поверхностного типа и установках обратного осмоса.
Использование последних на судах ограничено из-за необходимости
наличия насосов высокого давления, обеспечивающих процесс, тщательной очистки и фильтрования поступающей на опреснение воды, что сказывается на устойчивости работы модулей, комплектующих установку.
Практически все судовые опреснители работают на тепловой энергии,
получаемой от энергетической установки. По принципу действия термические опреснители, находящиеся в эксплуатации разделяются на имеющие
поверхность, погруженную в большой объем морской воды, мгновенного
вскипания и тонкопленочного типа.
При наличии в составе судовой энергетической установки опреснителя
характеристика эффективности зависит от качества производимого дистиллята, затрат энергии на его получение, габаритов и металлоемкости.
Источником энергии является пар отбора главных турбин пароэнергетической установки, вспомогательных и утилизационных котлов или тепловая энергия ДВС, парогазовых и атомных установок.
Опреснитель, наряду с необходимостью обеспечения наилучших значений указанных показателей, позволяет использовать на выработку пресной воды малоценную и бросовую теплоту, к числу которой относится
теплота охлаждающей воды главных и вспомогательных двигателей.
Эти показатели совершенствуются, если в зависимости от типа судна
правильно выбран опреснитель и рациональная схема утилизации теплоты,
взаимодействующей с двигателем. Анализ одиночных и компаундных
схем утилизации для малооборотных двигателей в наибольшей степени
347
используемых на флоте показывает, что при их применении достигается
значительное повышение эффективности судовой энергетической установки (СЭУ) [1].
Эта оценка произведена без учета включаемых в схему утилизации
конструктивных разновидностей комплектующих агрегатов, что не позволяет определить показатель экономичности схемы с учетом этих факторов.
В допущении, что в наибольшем количестве для эксплуатируемых
схем утилизации теплота, отдаваемая охлаждаемой водой и выхлопными
газами двигателя, используется на получение пара в утилизационных котлах и опреснителях морской воды выполнено сравнительное сопоставление по определению влияния функционального назначения судна, типа
термического опреснителя на величину показателя эксплуатационных затрат.
С эксплуатационной и экономической целесообразности СЭУ оснащаются двумя типами опреснителей в зависимости от потребного количества
пресной воды. К ним относятся вакуумные поверхностные опреснители и
установки мгновенного вскипания. Другие типы установок находят ограниченное применение [2]. Это положение учтено при выполнении настоящего исследования.
Оснащение судов различного назначения опреснителями определяется
расходом пресной воды на судовые нужды, а выбор схемы утилизации теплоты двигателя правильным взаимодействием опреснителя с циклом
СЭУ.
Наибольшая эффективность и наилучшие показатели, как для двигателя, так и опреснителя достигаются, если выполнены следующие требования:
– производительность установки достаточна для покрытия нужд в воде
главной установки и всех бытовых потребителей;
– источник теплоты обладает необходимым энергетическим потенциалом для получения заданной выработки воды;
– качество производимой воды удовлетворяет целям его последующего
использования;
– максимальное использование бросовой теплоты энергетической установки с одновременным обеспечением экономии топлива;
– удобное, независимое автоматизированное обслуживание.
Наиболее значительное количество современных судов оснащено дизельными энергетическими установками, обладающими избыточным количеством теплоты с уходящими газами (25 – 50%) и охлаждающей водой
(15 –35%). Параметры теряемой теплоты у газа составляют от 250 до 475оС
и воды 60 –90оС.
348
Необходимо отметить, что расход охлаждающей воды в закрытой системе охлаждения двигателей лежит в пределах 25 – 35 л на единицу мощности, а в открытой системе 20 –25 л. Этого количества теплоносителя
достаточно для непрерывной и устойчивой работы опреснителя. Тепловая
энергия газового выброса двигателя используется утилизационным котлом, но вырабатываемый им пар, как правило, потребляется на некоторых
типах судов в объеме не превышающем 40 – 50% [3,4].
Следовательно, наличие простейшей утилизационной схемы с опреснителем позволяет исключить наличие дефицита в пресной воде на судне.
Без достаточного усложнения утилизации теплоты ДВС применением
термокомпаундной схемы рассмотрены системы, содержащие опреснители, работающие на принципе пленочного испарения и мгновенного вскипания, потребляющие тепловую энергию двигателя, как наиболее эффективные и перспективные к использованию на судах (рис.1,2).
Рис.1. Схема утилизации теплоты ДВС с опреснителем поверхностного типа с использованием теплоты охлаждающей воды. 1 – тонкопленочный опреснитель; 2 – конденсатор; 3 – эжектор; 4,5 – циркуляционные насосы
Целесообразность включения опреснителя в тепловую схему дизельной установки, прежде всего, определяется назначением судна.
По удельным показателям расхода воды первое место занимают промысловые и рыбообрабатывающие, второе пассажирские и третье транспортные суда.
Основным преимуществом, достигаемым при получении воды опреснителем на судах первой группы, является наличие вспомогательных и
утилизационных котлов и двигателей большой мощности, способных покрыть потребности в энергоносителе для опреснителя.
Для такого судна имеется возможность применения опреснителя с
многоступенчатой схемой испарения, характеризуемого высокой экономичностью.
349
Рис.2. Схема утилизации теплоты с опреснителем мгновенного вскипания прямоточного типа для закрытой системы охлаждения двигателя. 1 – головной подогреватель; 2 – опреснитель; 3 – эжектор; 4,5,6,7 – циркуляционные насосы рассола, дистиллята, охлаждающей воды ДВС и морской воды
Оценка эффективности опреснителя, получающего утилизируемую
теплоту ДВС, определяется удельными показателями, позволяющими произвести сравнение любой анализируемой схемы. К числу таких показателей относятся: коэффициент относительной выработки, представляющий
отношение количества дистиллята, полученного установкой GД, к количеству затраченной на его производство теплоты QТ ; коэффициент энергетической эффективности; удельная теплопередающая поверхность; коэффициент энергетической эффективности; удельные расходы морской и охлаждающей воды.
Определяющее значение имеет коэффициент относительной выработки, численное значение которого, зависит от типа опреснителя.
Для установки мгновенного вскипания на основании уравнений энергетического баланса энергии получаемой в головном подогревателе и передаваемой морской воде, сбрасываемому рассолу и дистилляту
G мв С р ( t 0 - t1 ) = ( G мв - G п )С р ( t п - t мв ) + G р C р ( t п - t мв ) + G д С р ( t д - t мв )
этот показатель находится
G д rh гп
d=
.
G мв С р ( t 0 - t i )
Температурный
перепад
в
ступени
опреснителя
равен
t 0 - t i ) = ¶t пi + ¶t ki .
Его величина зависит от разности температур испаряющейся морской
воды и конденсирующегося дистиллята ступени, обусловленными необратимыми потерями температуры, температурой парообразования, потерями
давления в сепараторе и трубках конденсатора ¶t п . Температурный потенциал ¶t k – это разность между температурами конденсирующегося вто-
350
ричного пара и рециркулирующим потоком морской воды, уходящей из
конденсатора.
При рассмотрении опреснителя тонкопленочного типа коэффициент
относительной выработки из условий теплового баланса схемы выражается
G ¶ n( h э + 1 )Dh''
d=
Qh э
где hэ – коэффициент, характеризующий работу эжектора; Dh’’– разница
энтальпий теплоносителя и конденсата.
Общее количество теплоты, передаваемое во всех ступенях установки,
складывается из трех составляющих Q = q вт - ( q н - q и ) , где q вт - количество теплоты вторичного пара, q н - количество теплоты испарения и q н тепловой недогрев пленки.
Удельное значение теплоты вторичного пара равно
G
q вп = ¶ C p ( t вп - t k )
n
Величина количества теплоты испарения при нагревании пленки вычисляется
G
q н = мв C p å ( t i -1 - t k )
n
Доля самоиспарения пленки составляет
G 1
q и = мв C p [ t 0 - t p + Dt( n - 1 )]
n w
где Dt – температурный перепад на ступень; tp – температура рассола; t0 –
температура теплоносителя.
Все три величины q вт , q н , q и позволяют установить суммарное количество теплоты, участвующей в процессе парообразования.
Количество подаваемой на опреснение воды лимитируется степенью
концентрирования, которая оценивается
G w
G мв = ¶
,
n w -1
где w – степень концентрирования; n – число ступеней опреснителя.
Сравнение опреснителей по величине коэффициента относительной
выработки представлено на рис.3.
При расчетах принято, что опреснители обладают возможностью отдавать теплоту ДВС с температурой от 60 до 1000C и имеют число ступеней
равное шести. При этом опреснители мгновенного вскипания работают по
прямоточной и рециркуляционной схеме.
351
Рис.3. Зависимость относительной выработки опреснителя от начальной температуры
теплоносителя ДВС: 1 – опреснитель мгновенного вскипания с рециркуляцией;
2 – прямоточный опреснитель мгновенного вскипания; 3 – тонкопленочный опреснитель; 4 – одноступенчатый опреснитель
Анализ показывает, что наибольшую эффективность имеют тонкопленочный и многоступенчатый опреснитель мгновенного вскипания с рециркуляцией потока. Однако, прямоточный тип при малой производительности свойственной судовым опреснителям способен конкурировать со вторым не только по тепловым показателям, но и по конструктивным признакам.
Расчеты показывают, что одноступенчатая установка неэффективна,
так как расход потребляемого теплоносителя выше количества получаемого дистиллята, при одновременно высокой мощности насосов подачи морской воды. Прямоточная установка обладает возможностью повышения d,
при введении рециркуляции потока опресняемой воды. Значительное увеличение числа ступеней способствует росту коэффициента относительной
выработки, но из-за возрастания капитальных затрат отражается на стоимости производимого дистиллята. Тонкопленочный опреснитель характеризуется меньшими значениями удельной поверхности нагрева и наибольшей величиной d, в то время как режим устойчивой его эксплуатации
на судне трудно обеспечить.
Повышение эффективности двигателя за счет включения в тепловую
схему опреснителя, утилизирующего теплоту охлаждающей воды, составляет 0,8 – 1,2%.
ЛИТЕРАТУРА
1. Седельников Г.Д. Энегосберегающие системы малооборотных дизелей /
Г.Д. Седельников.- Владивосток: Дальнаука. - 2003. - 230 с.
2. Слесаренко В.Н. Опреснение морской воды / В.Н. Слесаренко. - М.:
Энергия. - 1991. - 242 с.
3. Слесаренко В.Н. Судовые опреснительные установки/ В.Н. Слесаренко,
В.В. Слесаренко. - Владивосток: Изд-во МГУ.- 2001. – 446 с.
4. Лукин Г.Я. Опреснительные установки промыслового флота / Г.Я. Лукин, Н.Н. Колесник.- М.: Пищевая промышленность. – 1970. - 368 с.
352
СОВРЕМЕННЫЕ ПОДХОДЫ К КОНСТРУИРОВАНИЮ
СУДОВЫХ ДИЗЕЛЬ-ГЕНЕРАТОРОВ
Конкс Г.А., Лашко В.А. (Тихоокеанский государственный
университет, Хабаровск, Россия)
В статье рассматриваются проблемы конструирования судовых дизель-генераторов с учетом мирового опыта их создания и эксплуатации.
В мировом судовом дизелестроении большую группу энергетических
силовых установок составляют дизель-электрические агрегаты переменного типа, которые используются в качестве источников энергии в составе
судовых электростанций. Поставкой судовых дизель-генераторов (ДГ) занимается ряд отечественных и зарубежных фирм, которые, как правило,
являются изготовителями дизелей или электрогенераторов. Практически
все дизелестроительные предприятия, выпускающие главные судовые двигатели, также изготавливают на их базе судовые ДГ или первичные вспомогательные дизели для комплектации дизель-электрических агрегатов.
При этом в составе ДГ используются как высокофорсированные по среднему эффективному давлению pme дизели, так и дизели с умеренными значениями pme и даже дизели без наддува. Последнее связано со стремлением проектировщиков и изготовителей ДГ обеспечить более высокие показатели переходных процессов при набросах нагрузок и, следовательно, более высокое качество электроэнергии. Степень компромисса в применении
того или иного ДГ с двигателем с различным pme определяется конкретными условиями эксплуатации, режимами работы судовой электростанции
и составом судового оборудования с учетом действующих в судостроении
и перспективными нормативными документами (международные стандарты ISO, ГОСТы, Правила классификационных обществ, предписания МЭК
– международной электротехнической комиссии, экологические европейские нормы выброса вредных веществ с отработавшими газами, нормы
IМО – международной морской организации и т.п.).
В настоящем сообщении хотелось бы на основании опыта конструирования, доводки и эксплуатации судовых ДГ сформулировать необходимые и достаточные современные требования и подходы к судовым ДГ,
обеспечивающие качественные выходные параметры электроэнергии и
высокие функциональные свойства агрегатов.
·
Как и вся судовая техника, ДГ постоянно совершенствуется, улучшаются их эксплуатационные характеристики, а в отдельных случаях они
353
приспосабливаются к условиям главной энергетической установки вплоть
до объединения систем:
- в последнее десятилетие важное направление развития ДГ, например, для транспортных судов – обеспечение возможности эксплуатации ДГ
и главного двигателя на едином тяжелом топливе с вязкостью до 730сСт
(при 50◦ С) с целью создания однотопливных энергетических установок
судов;
- достаточно заметное распространение получила объединенная система охлаждения главных и вспомогательных дизелей, что сегодня воспринимается как стандартное техническое решение;
- стремление к интеграции отдельных агрегатов, входящих в энергетическую установку судна, с целью повышения эффективности ее эксплуатации привело, например, фирму MAN B&W (Германия-Дания) к созданию объединенной системы турбонаддува (ICS) для главных двигателей и
ДГ судовой электростанции. Еще одна разработка фирмы - создание вспомогательного дизель-газотурбинного агрегата, в состав которого, кроме
дизеля серии L 28/32 и генератора, входит и силовая турбина, работающая
на избыточных газах главного двигателя.
·
При проектировании судового вспомогательного дизель-генератора
переменного тока на базе главного судового двигателя приходится вводить
в конструкцию дизеля целый ряд обязательных изменений:
1) на приводных двигателях в составе судовых ДГ используется однорежимный регулятор частоты вращения достаточно высокого класса для
обеспечения качественных характеристик САРЧ (системы автоматического регулирования частоты вращения) как на установивщихся, так и в переходных режимах. Его конструкция в общем случае дополняется рядом
специфических элементов: устройством изменения наклона регуляторных
характеристик ДГ в заданных пределах для согласованной параллельной
работы ДГ, устройством дистанционного управления частотой вращения с
помощью электродвигателя, конечными выключателями, фиксирующими
выход ДГ на пусковую частоту вращения и на частоту холостого хода по
заданной регуляторной характеристике. Регулятор частоты вращения приводного двигателя ДГ играет существенно значимую роль в реализации алгоритма управления и автоматизации ДГ и судовой электростанции в целом (в том числе при синхронизации ДГ и распределении активной нагрузки между параллельно работающими агрегатами);
2) на дизелях в составе ДГ применяется маховик с гораздо большим моментом инерции, чем у главного двигателя, для снижения степени неравномерности вращения коленчатого вала, улучшения показателей системы
САРЧ;
354
3) существенно отличается набор функций подсистем автоматизации вспомогательного двигателя в составе ДГ. Например, большое внимание
уделяется сокращению времени от момента подачи сигнала на запуск до
приема нагрузки, что требует оснащения агрегатов судовой электростанции специальными системами «горючего резерва», применения эффективных средств предварительной прокачки масла перед пуском, максимального снижения времени выхода ДГ с пусковой частоты вращения на рабочую;
4) как правило, дизель и генератор устанавливаются на общую подмоторную раму и соединяются упругой муфтой, которая должна выдерживать
перегрузку дизель-генератора в переходных режимах, ударный ток короткого замыкания.
Дизель – электрический агрегат с подмоторной рамой устанавливаются на амортизаторы при размещении ДГ на судовой фундамент для оптимизации параметров вибрации и ударостойкости агрегата, исключения резонансных колебаний ДГ с частотой вибрации 1-го порядка, определяемой
частотой вращения гребного винта. При этом в отдельных случаях при высоких требованиях по вибро и шумоизоляции и ударостойкости ДГ выполняют с двухкаскадной системой виброизоляции и звукоизолирующим кожухом, как, например, у фирмы Deutz MWM, Германия.
Современные компоновочные решения по судовым ДГ представлены
на рис. 1 и 2.
Рис.1. Агрегатирование на общем подрамнике дизеля L 23/30 и генератора
(мощностью ДГ 650 кВт при 720 мин-1) фирмы МАN B&W
355
Рис.2. Компоновочные решения по дизель-электрическому агрегату с дизелем
1
9VDS 29/24 фирмы SКL (мощность ДГ 2350 кВт при 1000 мин- )
Основным требованием к судовым дизель-электрическим агрегатам
переменного тока было и остается обеспечение высокого качества электроэнергии по напряжению и частоте тока как в стационарных, так и переходных режимах при одиночной и параллельной работе ДГ. Поэтому особое
внимание уделяется системам автоматического регулирования частоты
вращения (САРЧ) первичных двигателей и системам автоматического регулирования напряжения синхронных электрогенераторов, качественным
показателем параллельной работы ДГ. Именно эти вопросы, остро стоящие
перед проектировщиками ДГ, наиболее уязвимыми и трудноразрешаемыми и на современном этапе развития судовых электростанций приобретают
первостепенное значение. Особенно с учетом все возрастающего применения в составах ДГ форсированных по среднему эффективному давлению
pme приводных двигателей.
К техническим характеристикам системы САРЧ судовых ДГ предъявляются следующие основные требования:
- основной наклон регуляторной характеристики 3 %. Диапазон изменения наклона 2-5 % (не менее) – для обеспечения параллельной работы
ДГ с ДГ другого типа с фиксированным наклоном регуляторной характеристики;
- нестабильность частоты вращения n (не более): при относительной
нагрузке менее 25 % - 1,5 % от nном ; при относительной нагрузке 25-100 %
- 1 % от nном ;
- при мгновенном набросе активной нагрузки дизель-генератор должен нагружаться ступенями согласно ISO 8528/5, ISO 3046/4 и ГОСТ
·
356
10511-83 в зависимости от степени форcирования дизеля по среднему эффективному давлению (см. рис. 3).
Рис.3. Значение величин, набрасываемых активных нагрузок на ДГ
в зависимости от pme
Например, для ДГ, в составе которого 4-тактный дизель имеет
pme =11,0 бар, при набросе 70 % активной нагрузки, как и при последующем набросе оставшейся 30 % нагрузки, мгновение изменение частоты
вращения дизеля не должно превышать 8 % номинальной частоты вращения, а установившаяся частота вращения по истечении 5с после наброса
нагрузки не отличается от частоты вращения предшествующего режима
более чем на 5% номинальной частоты вращения.
Такие отклонения частоты вращения и время переходного процесса
должны обеспечиваться при pme = 18 бар при набросе 3х ступеней нагрузки:
45 + 35 + 20 %;
- при мгновенном сбросе 100% нагрузки мгновенное изменение частоты
вращения не должно превышать 10% от nном , время переходного процесса
– не более 5с;
- степень рассогласования активной нагрузки при параллельной работе ДГ
при соотношении номинальных мощностей (в составе одной судовой электростанции) от 3:1 до 1:3 не должна превышать ± 10% номинальной активной мощности наиболее мощного из параллельно работающих агрегатов.
357
Система автоматического регулирования напряжения (САРН) синхронного генератора в составе ДГ должна обеспечивать:
- установившееся значение напряжения с точностью не более 2 % от
U ном при неизменном положении органов уставки, при плавном изменении нагрузки от 0 до 100 % номинальной, коэффициенте мощности ( Cos j )
от 0,6 до 0,9 с учетом изменения теплового состояния от холодного до установившегося прогретого и частоты вращения от 95 до 105 номинальной;
- мгновенное отклонение напряжения генератора при набросе и сбросе
60% нагрузки по току с Cos j =0,4 и менее при номинальной частоте вращения не должно превышать минус 15% и плюс 20% соответственно, а
время восстановления напряжения генератора с отклонением ± 3% U ном –
не более 1,5с;
- плавное изменение статистической характеристики регулирования
напряжения (наклона характеристики) в диапазоне 0 ¸ 5% для обеспечения
точности распределения реактивных нагрузок между параллельно работающими ДГ в пределах ± 10% от номинальной реактивной мощности
(даже в случае использования в составе одной электростанции различных
типов генераторов).
Ниже на рис. 4 показана осциллограмма переходных процессов дизель-генератора с двигателем Vasa 6R32 фирма Wärtsilä при ступенчатом
набросе нагрузки (0-70%-100%), при этом форсирование двигателя по pme
составляет 17,6 бар (на номинальной мощности 1620 кВт при 720 мин-1).
Здесь предусматриваются две ступени нагружения ДГ (по ISO можно
было бы воспользоваться тремя ступенями), и эта осциллограмма дает
представление о работе приводного двигателя и степени совершенства показателей переходного процесса, достигнутых фирмой Wärtsilä (Финляндия). Впечатляющий результат.
Почему же международные требования к системе САРЧ судовых дизель-генераторов по величине набрасываемой нагрузки вынуждены считаться с возможностями приводных форсированных pme дизелей? Это связано, прежде всего, с использованием газотурбинного наддува в конструкциях современных приводных двигателей ДГ, который определяет влияние
параметров системы воздухоснабжения на переходные процессы в дизельгенераторах. Практически все фирмы и предприятия, выпускающие современные ДГ сталкиваются с этой проблемой, поскольку повышение быстродействия регуляторов частоты вращения дизелей (в том числе, использование двухимпульсных регуляторов со вторым импульсом по нагрузке)
не обеспечивает требуемое протекание переходных процессов в ДГ при
набросах нагрузки.
358
Рис.4. Осцилограмма переходных процессов дизель-генератора с двигателем Vasa 6R32
при ступенчатом набросе нагрузки (0-70%-100%)
Это связано с тем, что нагрузка на судовых электростанциях имеет
смешанный активно-реактивный характер, при запусках асинхронных
электродвигателей наблюдается как значительное падение частоты вращения ДГ (вследствие их больших пусковых токов, по значению превышающих номинальные токи ДГ), так и значительные провалы напряжения генераторов. При этом даже мгновенный перевод регулятором частоты вращения дизеля рейки топливного насоса в положение полной подачи не
спасает ситуацию, поскольку ротору турбокомпрессора необходимо время
для его раскрутки и обеспечения требуемого воздухоснабжения дизеля.
Мало дают и различные схемы управления движением выходного органа
регулятора, и специальные ограничители подачи топлива дизеля с турбонаддувом.
Возможности увеличения маховых масс ДГ для снижения провалов
n и U также ограничены, поскольку увеличение массы маховиков приводит к росту длительности переходных процессов, затрудняют обеспечение
надежного раскепа коленчатого вала.
Поэтому современные технические решения по улучшению параметров переходных процессов ДГ специалисты связывают с улучшением параметров системы воздухоснабжения дизелей, с уменьшением времени
разгона турбокомпрессора (ТК). Имеет значение и выбор между импульсной системой наддува и системой наддува с постоянным давлением (изо-
359
барной), особенно при современных высоких форсировках дизелей по pme
.
Проектировщики ДГ давно обратили внимание на такие способы улучшения динамических параметров ДГ при набросах нагрузки, как:
- сопловое регулирование турбины;
- регулирование частоты вращения ТК воздействием на систему воздухоснабжения со стороны компрессора;
- дополнительная подача воздуха в воздушный ресивер и цилиндры дизеля;
- увеличение частоты вращения ТК в период разгона за счет подачи воздуха на лопатки газовой турбины;
- применение специальных устройств получения дополнительного окружного усилия на валу ТК.
Рис.5. Схема турбокомпрессора с сопловой системой двигателя L23/30
Например, фирма МАN B&W на выпускаемых дизель-генераторах
применяет на дизелях L23/30 (мощность 530-1200 кВт при частоте вращения 720-750 мин-1, число цилиндров 5-9) систему наддува с постоянным
давлением при номинальном среднем эффективном давлении pme =18,2
бар (на рис. 1 показана одна из моделей ДГ с дизелем L23/30). В качестве
360
турбокомпрессора используется модель NR/R, в которой применяется газовая турбина и компрессор с радиальным потоком. ТК оснащается сопловой системой (рис. 5), предназначенной для обеспечения дополнительного
вращающего момента на компрессор для улучшения его характеристики,
сокращения времени разгона ротора ТК при набросе нагрузки на ДГ.
Такого рода проблема решается за счет использования сопловой системы в
качестве турбоакселератора (это термин фирмы МАN B&W) по схеме,
приведенной на рис. 6.
Рис. 6. Схема использования сопловой системы турбокомпрессора двигателя 1,23/30
в качестве турбоакселератора
Сжатый воздух от внешнего источника подводится на кольцевую камеру в корпусе компрессора возле улитки. От кольцевой камеры сжатый
воздух проводится через сопла на рабочее колесо компрессора. При проходе воздуха через сопла энергия давления преобразуется в кинетическую
энергию. Воздушные сопла с высокой скоростью движения потока обеспечивают дополнительный вращающий момент и тем самым повышают скорость вращения колеса компрессора, что улучшает характеристики воздухоснабжения, повышает давление наддува в период переходного процесса.
Известно, что при набросах нагрузки на ДГ происходит задержка нарастания мощности приводного двигателя вследствие кратковременного недостатка воздуха для сгорания, что вызывает повышение дымности двигателя,
361
ведет к нежелательному или даже недопустимому падению частоты вращения и напряжения. При повышении частоты вращения ротора ТК будет
обеспечена поставка дополнительного объема воздуха для процесса сгорания, что вызовет снижение или полное устранение задержки в наборе давления наддува и, соответственно, мощности двигателя.
Управление турбоакселератором производится автоматически, давление нагнетаемого воздуха и топливоподачи непрерывно контролируется
системой. В случае, если отношение давления наддува и подачи топлива
становится слишком низким, то включается в действие функция турбоакселерации.
В качестве рабочей среды турбоакселератора используется воздух,
подаваемый от пневмосистемы двигателя.
Описанный способ улучшения параметров переходного процесса ДГ
при набросе нагрузок – один из возможных вариантов решения важнейшей
проблемы судовых дизель-электрических агрегатов и объектов энергоснабжения потребителей.
В последнее время рассматриваются и другие технические решения.
Например, если раньше для ТК высокооборотных дизелей применялись
для турбин сплавы на основе никеля с плотностью 8г/см3, то сейчас интенсивно ведутся работы по интерметаллическому сплаву для колес турбин с плотностью 4,1г/см3 и прочностью 400 МПа, который фирма АВВ
(Швейцария) – создатель ТК считает сплавом будущего. В новых экспериментальных турбокомпрессорах моделей ТРS за счет такого решения удалось уменьшить время переходного процесса с 17,5 до 8с при набросе 50%
нагрузки.
Другими современными техническими решениями по улучшению динамических характеристик ДГ являются установка электродвигателя на
роторе ТК, который включается на период переходного процесса, установка регулируемого соплового аппарата турбин с электронным управлением.
Правомерны и другие идеи, направленные на улучшение параметров электроэнергии ДГ при работе в составе судовых электростанций, в том числе
при крановых режимах работы. Так, авторские свидетельства № 760879, №
767930, № 922985 предлагают для улучшения параметров переходных
процессов ДГ так называемый способ стабилизации работы дизельгенератора и устройство для автоматической разгрузки дизельгенераторов, предусматривающие отключение на часть периода переходного процесса системы автоматического регулирования напряжения синхронного генератора в составе ДГ, что благоприятно сказывается на провалах напряжения и частоты тока ДГ и времени переходного процесса.
·
Как уже отмечалось, одной из самых актуальных проблем качественного функционирования судовых электростанций является обеспечение
362
устойчивой параллельной работы дизель-электрических агрегатов переменного с приемлемыми обменными колебаниями активной мощности
между ДГ. Многие разработчики и изготовители ДГ на разных стадиях
жизненного цикла ДГ уже столкнулись с таким явлением, как неустойчивая параллельная работа агрегатов с недопустимыми колебаниями мощности (до ± 100 % от номинальной и более), с колебаниями реек топливных
насосов дизеля от упора до упора с частотой примерно 2-6 колебаний в секунду, что приводит к развалу параллельной работы ДГ (выпадению из
синхронизма), выходу из строя агрегатов. Пример типичной осциллограммы параллельной работы двух ДГ мощностью по 150 кВт показан на рис.
7.
Рис.7. Осцилограмма параллельной работы двух дизель-генераторов мощностью по
150 кВт: I,U – ток и напряжение генератора, P – активная мощность; n – частота
вращения; pT – остаточное давление топлива в трубопроводе высокого давления;
pmax – давление в цилиндре дизеля
Природа явления обменных колебаний активной мощности при параллельной работе ДГ при конкретном проектировании может быть выявлена путем:
– анализа вынужденных колебаний вследствие возмущающих моментов дизеля классических гармоник, а также возмущений, вызванных работой топливной аппаратуры двигателя, и собственных колебаний системы
параллельно работающих ДГ, чтобы оценить околорезонансный характер
обменных колебаний и найти технические решения для ухода от совпадения частот вынужденных и собственных колебаний системы ДГ, работающих в параллель;
363
– изучения влияния системы регулирования частоты вращения на величину обменных колебаний (например, при совпадении частот собственных колебаний измерителя скорости регулятора и системы ДГ возможны
автоколебания элементов регулятора, реек топливных насосов и т.д.);
– определения влияния синхронного генератора на развитие или подавление обменных колебаний активной мощности (имеются в виду оценка системы автоматического регулирования напряжения, демфирования
генератора и т.д.);
– общего анализа устойчивости системы параллельно работающих ДГ
на основе исследования амплитудно-фазовых характеристик динамических
звеньев системы (например, на основе частотного критерия Найквиста).
Изучение конкретной природы обменных колебаний позволит проектировщику выбрать конструктивные элементы сложной структурной схемы параллельной работы ДГ с оптимизацией величины обменных колебаний за счет эффективных технических решений. Сегодня допустимой величиной обменных колебаний активной мощности при работе ДГ в параллель можно считать ± 10-12,5% от номинальной мощности большего дизель-электрического агрегата. Этот критерий выработан на основании международного опыта проектирования и эксплуатации ДГ переменного тока.
· В заключение хотелось бы отметить, что мировое судовое дизелестроение и судостроение находятся сейчас на этапе новой концепции автоматизации ЭСУ (энергетических судовых установок) – создания интеллектуальных двигателей и дизель-генераторов (в том числе с управляемым
рабочим процессом в установившихся и переходных режимах) с синтезом
частных задач по введению адаптирующихся программ управления и глубоким функциональным диагностированием с привлечением микропроцессорной техники и компьютерных комплексов с учетом модульного построения комплексных систем автоматизации ЭСУ на единой элементной
базе. За такими автоматизированными судовыми дизельными агрегатами в
составе ЭСУ – ближайшее будущее морского, речного и рыбопромыслового флота.
ФОРМИРОВАНИЕ МЕТОДИКИ ОПТИМИЗАЦИИ
ОХЛАЖДАЮЩИХ УСТРОЙСТВ ТЕПЛОВОЗОВ
ДЛЯ УСЛОВИЙ СЕВЕРА
Слободенюк А.С., Атясов О.В., Новачук Я.А. (Дальневосточный государственный университет путей сообщения, Хабаровск, Россия)
В работе проведен объектно-ориентированный анализ охлаждающих
устройств и сформулированы основные требования для оптимизации ох-
364
лаждающих устройств тепловозов.
При проектировании охлаждающих устройств (ОУ) тепловозов задача
оптимизации основных его параметров: поверхности охлаждения секций
радиаторов 1-го и 2-го контуров FВЗ1, FВЗ2; скорости теплоносителей воды,
vВ1, vВ2, масла vм и воздуха uвз; мощности на привод вентиляторов Nв и гидравлических насосов Nвн1, Nвн2, Nмн, сводится к нахождению таких величин
параметров при которых стоимость жизненного цикла устройства минимальна, что обеспечивает максимальный экономический эффект и его коэффициент готовности охлаждения дизеля тепловоза.
Рис. 1 . Структурная схема охлаждающих устройств дизеля:
ДВС – дизель; СР1, СР2 – водовоздушные секции радиатора; В – вентилятор;
ВМТ – водомасляный теплообменник; ХНВ – холодильник наддувочного воздуха;
ВН1, ВН2 –водяные насосы 1 и 2 контура.
Ключевым звеном охлаждающих устройств тепловозов являются водовоздушные секции радиаторов (СР), конструкция которых во многом определяет эффективность, экономичность и надежность работы системы
Существуют методики [1], [2], [3], позволяющие находить наивыгоднейшие значения параметров радиаторных секций: площадь охлаждения
F1, F2, шаг и толщина пластин оребрения; шаг трубок по глубине и по
фронту радиатора, но они имеют общие существенные недостатки. Каждая
из них разработана применительно к трубке, имеющей плоскоовальную
форму поперечного сечения с постоянными геометрическими размерами.
При этом форма, расположение и геометрические параметры (площадь
проходного сечения, толщина стеки и т.д.) являются определяющими параметрами эффективности теплообменного устройства.
Кроме того, при проектировании ОУ тепловозов на основе упомянутых методик, традиционно, температура окружающей среды принимается
максимальной – +40°С. При этом не учитывается переменный характер и
365
сезонность температуры окружающей среды, которая в условиях Севера
меняется в широких пределах от +40 до - 63°С.
Сезонность и суточные колебания температуры наружного воздуха,
неравномерность распределения температуры по глубине секции приводит
к значительным температурным деформациям, которые в процессе эксплуатации обеспечивают появление усталостных трещин и как следствие
течь радиатора.
Передние (по фронту забора воздуха) трубки секции охлаждаются более интенсивно, чем последующие. При температуре наружного воздуха 50 – -65° С разность температур металла первого и последнего достигает
50° С, особенно, при работе тепловоза на номинальном режиме. Вследствие различных температурных удлинений первого и последнего ряда трубок появляются дополнительные моменты МА, МВ, вызывающие высокие
напряжения в трубных решетках и в трубках секции (рис. 2).
Дополнительные моменты определяются выражением:
Е × J × a × Dt '
М А = -М В =
,
(1)
hгл × nгл
где J – момент инерции кг/мм2; α – температурный коэффициент теплового расширения мм/°С; Δt’ – температурный перепад по глубине секции
(Δt’= t01 - t0), °С; hгл – шаг трубок по глубине, мм; nгл – количество трубок
по глубине, мм.
Анализ зависимости (1) указывает на необходимость уменьшения
влияния температурного перепада Δt’, за счет исключения некоторого ряда
трубок по глубине радиаторных секций.
Такие меры неизбежно приведут к уменьшению поверхности теплообмена со стороны воздуха FВЗ1, FВЗ2 охлаждающего устройства:
МА
-100С
hгл × nгл
-65 0С
МВ
Рис. 2. Влияние температурных деформаций на секцию радиатора.
366
Площадь поверхности теплообмена со стороны воздуха находим по
выражению:
FВЗ1 = ( Pтр × Lтр × nф × nгл + Fореб ) × m1 ,
где Ртр – периметр трубки, мм; Lтр –рабочая длинна трубки, мм; nф – количество трубок по фронту одной секции радиатора, мм; nгл – количество
трубок по глубине одной секции радиатора, мм; Fореб – площадь поверхности пластин оребрения, мм2.
Снижение площади теплообмена, можно компенсировать путем повышения коэффициента теплопередачи радиатора kср за счет применения
форм поперечного сечения трубок с большей теплоотдачей к воздуху,
перфорирования пластин оребрения, турбулизаторов потока теплоносителей. Тогда
Qв
F1 =
,
k ср × Dt
где Qв, Qнв, Qм – количество тепла отводимое системой охлаждения от теплоносителей воды, масла и наддувочного воздуха, кВт/с; kcр –коэффициент
теплопередачи, кВт/м2*°С ; Δt1, Δt2 – средний температурный напор , м.
Определение оптимального числа трубок по глубине позволяет избежать появления течи трубок первого и последнего ряда, в местах пайки к
трубной решетке, что является характерным результатом неисправности
именно для этого вида деформаций.
Многолетний опыт эксплуатации тепловозов Северного широтного хода ДВЖД в зонах со среднегодовой температурой -10°С, особо остро поставил проблему перемерзания секции радиаторов. Анализ конструкции и
условий работы ОУ тепловозов показал, что загрязненные трубки секции
радиаторов накипью больше всего подвержены перемерзанию.
Высокая предрасположенность СР к загрязнению вызвана ее конструктивными недостатками (чрезвычайно малый поперечный размер внутреннего сечения для прохода воды 1,1мм).
Таким образом, еще одним необходимым требованием к оптимизации
охлаждающих устройств тепловозов является определение оптимального
проходного сечения трубок секции радиаторов.
При разностороннем рассмотрении поставленной задачи можно отметить влияние площади проходного сечения трубки на следующие параметры: гидравлическое сопротивление системы охлаждения ΔР1, ΔР2; площадь
поверхности теплообмена со стороны воды Fв1, Fв2.
В свою очередь гидравлическое сопротивление является функцией
скорости теплоносителя, а также геометрических параметров системы охлаждения, в том числе и секций радиаторов.
367
Увеличение сечения трубки СР позволит снизить гидравлические потери в системе, а значит обеспечить более экономичную работу водяных
насосов.
Мощность расходуемая на привод водяного насоса находят по ворожению
DРi × G B1
N ВН1 =
,
h ВН × r В
где ΔРi – гидравлическое сопротивление системы, МПа; GB1 – расход воды
в системе, м3/ч; ηВН –коэффициент полезного действия водяного насоса;
ρВ – плотность теплоносителя, воды , м3/кг.
Результаты эксперимента [4], указывают на то, что степень влияния
небольшого увеличения сечения трубок со стороны воды на коэффициент
теплопередачи устройства в целом не значительные. Но при этом значительно улучшаются гидродинамические характеристики секций радиаторов.
ВЫВОДЫ
Проведенный объектно-ориентированный анализ конструкции и условий работы охлаждающих устройств тепловозов позволил сформулировать
требования к параметрам радиаторов при формировании оптимизации
ориентированной модели ОУ: уменьшить количества рядов трубок по глубине секции радиатора до оптимального; увеличить проходное сечение
трубок секций радиатора, изменить характер сечения трубки. Эти меры позволят повысить надежность и экономичность работы ОУ тепловозов в условиях низких температур.
ЛИТЕРАТУРА
1. Егунов П.М. Пути повышения эффективности тепловозных холодильников / П.М. Егунов - Труды ВНИИЖТа. 1958г. - №149.
2. Егунов П.М. Выбор оптимальных параметров тепловозных охлаждающих устройств / П.М. Егунов, В.И. Поликарпов. Вестник ВНИИЖТ. 1961. - № 1.
3. Панов Н.И. Оптимизация основных параметров охлаждающего устройства тепловозов при проектировании./ Н.И. Панов, Д.С. Стоянов. –
Труды МИИТ. 1975. - № 485.
4. Панов Н.И. Экспериментальное исследование теплопередач и аэродинамического сопротивления секций тепловозных холодильников /Н.И.
Панов, А.П. Третьяков, Я.А. Резник. – Труды МИИТ. - 1966.- № 251.
368
ПРОМЫШЛЕННАЯ БЕЗОПАСНОСТЬ ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ
ПУСКОВЫХ БАЛЛОНОВ СТАЦИОНАРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Баранов В.М. (Дальневосточный государственный университет путей сообщения, Хабаровск, Россия)
Требования промышленной безопасности, без выполнения которых не
разрешается эксплуатация пусковых баллонов стационарных дизелей.
Пусковые баллоны стационарных дизелей отнесены к опасным и подчинены требованиям Федерального закона «О промышленной безопасности опасных производственных объектов» (далее Закон) и «Правил устройства и безопасной эксплуатации сосудов, работающих под давлением».
Закон и Правила не распространяются на сосуды и баллоны любого назначения вместимостью (по воде) до 25л, если произведение их вместимости в
м3(л) на давление в МПа (кгс/см2) менее 0,02 (200).
Закон требует до начала эксплуатации опасного объекта выполнить
следующие мероприятия:
1. Аттестовать персонал.
Организация, кроме пусковых баллонов, может иметь котельную с
давлением пара более 0,07 МПа (0,7 кгс/см2), стационарную компрессорную установку, стационарные краны грузоподъемностью более 1т и другие
опасные объекты. В этом случае приказом руководителя организации создается аттестационная комиссия в составе: председателя (ответственного
по надзору), руководителей опасных объектов (ответственных за исправное состояние и безопасную работу объекта), двух – трех ведущих специалистов. Члены комиссии обучаются в аккредитованном ВУЗе и аттестуются там комиссией местного органа Ростехнадзора (далее органа надзора).
Затем аттестационная комиссия организации готовит и аттестует по промбезопасности инженерных работников своих опасных объектов. Переаттестация всех через 3 года.
Если организация имеет мало опасных объектов, например, только
пусковые баллоны, руководитель организации не будет создавать аттестационную комиссию, послав на аттестацию в ВУЗ только руководителя
объекта с пусковыми баллонами, а всю ответственность за выполнение
требований Закона и Правил возьмет на себя.
К обслуживанию опасного объекта допускаются лица с 18 летнего возраста, обученные в системе профтехобразования и имеющие в удостоверении подпись инспектора органа надзора. Они представляют медсправку,
проходят стажировку, пробное обслуживание объекта и зачисляются приказом в штат. Лица, не работавшие более года, кроме того сдают экзамен
369
по безопасному обслуживанию объекта. Для штатного обслуживающего
персонала экзамен по безопасному обслуживанию проводится ежегодно.
2. Провести экспертизу безопасности объекта.
Экспертизу проводит инженер экспертной организации, которая выдает заключение о промбезопасности объекта и утвержденную карту учета
объекта. Карту заполняет руководитель организации с указанием группы
опасности объекта и страховой суммы.
3. Провести страхование объекта.
Основанием для страхователя служит карта учета. Страховая сумма
предназначена для покрытия вреда здоровью, жизни, имуществу сторонних лиц и природе в случае аварии. Страхование продляется ежегодно.
4. Провести регистрацию объекта в органе надзора..
Орган надзора вписывает в карту учета номер объекта в государственном реестре опасных производственных объектов и выдает заявителю
свидетельство о регистрации и один экземпляр карты учета.
5. Получить лицензию на эксплуатацию.
Лицензия требуется на эксплуатацию сосудов и котлов, отнесенных к
опасным.
6. Разработать Положение о производственном контроле безопасности.
Основой для этого служит Постановление Правительства № 263 от 99
г. (№ 49 от 05г.) «Об организации и осуществлении производственного
контроля за соблюдением требований промбезопасности на опасном производственном объекте».
7.Разработать меры по локализации и устранению последствий аварии.
Предусматриваются меры и техсредства по устранению последствий
аварий, обучается действиям персонал, заключается договор с аварийноспасательной службой, на спецсчет закладываются средства, внедряются
средства раннего оповещения.
Пункты 1-7 регламентирует Закон.
8. Разработать обязанности ответственного по надзору за безопасностью (председателя аттестационной комиссии).
9. Разработать обязанности каждого ответственного по объектам (ответственного за исправное состояние и безопасную эксплуатацию каждого
объекта).
10. Зарегистрировать пусковые баллоны ( котлы, сосуды, краны и другое) в органе надзора и получить разрешение на эксплуатацию.
Номер баллона по региональному учету ставится в последний раздел
паспорта, а на первой странице паспорта ставится запись о разрешении на
его эксплуатацию. Сосуды вместимостью до 100 л не имеют паспорта и не
370
регистрируются. Пункты 8-10 регламентируются Правилами. Без выполнения перечисленных требований эксплуатация пусковых баллонов стационарных дизелей не разрешается.
ПРОБЛЕМЫ ЭФФЕКТИВНОЙ РАБОТЫ ДИЗЕЛЬГЕНЕРАТОРНЫХ УСТАНОВОК ТЕПЛОВОЗОВ
Новачук Я.А., Атясов О.В (Дальневосточный государственный
университет путей сообщения, Хабаровск, Россия)
Рассмотрены функциональные особенности работы дизельгенераторных установок и возможности повышения эффективности их
использования в тяге поездов.
Оптимизация параметров паровой машины (диаметр цилиндра, ход
поршня, вредное пространство) и элементов экипажной части (диаметр
движущего колеса, длина поршневого дышла, длина кривошипа) обеспечили возможность для расчета индикаторной диаграммы, как адиабаты
расширения в координатах РV1,33 = const, которая соответствует равнобокой гиперболе. Действительная индикаторная диаграмма, по ряду причин,
имеет существенно меньшую площадь и несколько искаженную характеристику. Однако, это не помешало в априори оценить индикаторную и касательную мощность паровоза. Но основным достоинством паровой машины является возможность непосредственно, на прямую, от поршня паровой машины передавать и реализовывать мощность и касательную (т.е.
приложенную к ободу движущих колес) силу тяги паровоза.
У паровоза сила тяги регулируется наполнением цилиндров паром.
При почти постоянной мощности силу тяги можно увеличить с уменьшением скорости движения локомотива. У тепловоза же сила тяги почти постоянна независимо от числа оборотов коленчатого вала, а мощность локомотива прямо пропорциональна числу оборотов коленчатого вала.
Давно высказывали идею о специальном локомотивном дизеле, который соответствовал бы требованиям тяги, как паровая машина, но до сих
пор эту идею не смогли осуществить. Поэтому для гибкости соответствия
изменениям нагрузки и скорости в тепловозах применяется передача мощности от коленчатого вала дизеля к движущим колесам локомотива.
Работы дизеля в установившемся режиме возможна только при выполнении условий статического равновесия его крутящего момента М Д с
моментом потребителя (сопротивления) М c . На тепловозах непосредственным потребителем является генератор (постоянного или переменного
371
тока). Генератор, в свою очередь, также имеет потребителей - это электрические двигатели постоянного или переменного тока, как тяговые приводы колесных пар. Таким образом, момент потребителя является достаточно составным и сложным.
Общий момент потребления будет зависим от нескольких факторов.
Механические: состояние рельсовой колеи плана и профиля пути; диаметр
бандажа движущих колесных пар и профиль бандажа; подшипниковые узлы (скольжения или качения); тяговые редукторы и вязкость масла; нагрузка на ось и коэффициент сцепления; скорость движения. Электромагнитные ТЭД; магнитные характеристики тяговых электродвигателей; электро-механические характеристики, имеющие разброс, согласно ГОСТ
2582-70 ±4%; сопротивления ослабления магнитного поля каждого электродвигателя.
Электромагнитные тяговых генераторов, как потребителей и преобразователей механической энергии в электрическую: тип генераторов и способ возбуждения; характеристики системы возбуждения (машинное, с использованием магнитных усилителей, магнитно-полупроводниковое, микропроцессорное); характеристики холостого хода генераторов, внешние,
селективные, регулировочные.
На тепловозах с электрической передачей тяговые генераторы служат
источником питающего напряжения для тяговых электродвигателей. Чтобы выполнить одно из основных требований, предъявляемых к передачам
мощности – это плавное изменение тягового момента (следовательно, силы
тяги локомотива) во всем диапазоне скоростей движения были использованы тяговые электродвигатели (ТЭД) с последовательным возбуждением
(сериесные). Электромеханическая характеристика их приемлема для реализации отмеченного выше условия (рис. 1).
На основании законов электротехники и магнетизма можно автоматически и плавно изменять МТД и nя ТД
nяТД =
U ТЭД - I я Rц
С еФТД
Для достижения цели необходимо сформировать характеристику тягового генератора (рис. 2), которая дает возможность согласовывать моменты дизеля и потребителя на строго фиксированных частотах оборотов
коленчатого вала дизеля.
Момент сопротивления вращению коленчатого вала дизеля складывается с учетом вспомогательных нагрузок дизеля и из постоянных и переменных нагрузок вспомогательных систем и приводов. Любое изменение
состояния дизеля и его систем приводит к изменению его момента, что
вызывает нарушение равновесия. Такое же нарушение равновесия проис-
372
ходит при изменении момента сопротивления, как следствие изменений
динамических характеристик звеньев, начиная от контакта взаимодействия
колеса с рельсом.
Рис. 1. Электромеханическая характеристика сериесного ТЭД:
МТД – момент ТЭД на валу якоря; nя ТД – частота оборотов якоря ТЭД.
Uг
15
13
11
9
7
5
Jг
Рис. 2. Внешняя характеристика генератора тепловоза.
Чтобы сохранить равновесие, регулятор дизеля должен изменять цикловую подачу топлива, поддерживать заданную частоту оборотов и достичь равновесия. Режим изменения цикловой подачи топлива является неэкономичным, вследствие отклонения характеристики дизеля от оптимальной.
Если элементы системы подачи топлива находятся на ограничителе
подачи топлива, то регулятор дизеля не в силах скомпенсировать увеличение момента сопротивления потребителя. Происходит просадка оборотов и еще большее отклонение от экономической характеристики дизеля.
Для исключения неэкономических режимов создаются объединенные системы автоматического регулирования.
373
За последние 10 лет выполнены и реализованы отечественные микропроцессорные системы тепловозной автоматики, которые призваны устранить существующие проблемы:
- эффективная работа дизель-генераторной установки на частичных
или переходных режимах;
- измерение параметров регулирования и их регистрация с учетом эксплуатационных факторов, влияющих на момент вращения коленчатого вала дизеля и равновесие моментов системы, а также параметров состояния
оборудования, устройств ДГУ и других систем автономного локомотива;
- согласование секционной (2х, 3х,4х) мощности отдельно взятых локомотивов и рассредоточенных по составу поезда;
- техническая и функциональная готовность локомотивного парка к
работе по методу рассредоточения локомотивов по длине поезда, их тестированию и регулированию параметров ДГУ.
МОЩНОСТЬ И ЭКОНОМИЧНОСТЬ ДИЗЕЛЯ
С УМЕНЬШЕННОЙ ОТДАЧЕЙ ТЕПЛОТЫ
В ОХЛАЖДАЮЩУЮ ЖИДКОСТЬ
Барский И.А., Вальехо Мальдонадо П.Р. (Российский университет
Дружбы Народов, Москва, Россия)
Произведен расчет с целью определения возможности повышения
мощности и экономичности дизеля с уменьшенной теплоотдачей («адиабатного дизеля»). Показано, что при использовании адиабатного турбопоршневого дизеля можно повысить его мощность и экономичность на 68 %.
Одним из путей повышения мощности и экономичности дизеля является уменьшение отдачи теплоты QW в охлаждающую жидкость. Относительная теплоотдача в жидкость qW =
Q
W
Q
=
Q
W
Q ×G
H
в современных дизелях
T
составляет 0,12--0,22, причем меньшие цифры относятся к дизелям с высоким наддувом и большим диаметром цилиндра. Исследования, проведенные в начале 20-го века Н.Р. Бриллингом, показали, что уменьшение qW не
приводит к заметному увеличению эффективного he и индикаторного hi
коэффициентов полезного действия. Это же подтвердили последующие
работы [1; 2; 3].
374
Как правило, снижение qW приводит к росту теплоотдачи в отработавшие газы при примерно постоянном he .
Увеличение эффективной мощности N e и he может быть получено
только в том случае, если избыточную мощность турбины, приводящей
компрессор, передавать на коленчатый вал. Простейшая схема такого турбопоршневого дизеля приведена на рис. 1. В ЦИАМ проводились исследования схем турбопоршневых авиационных и транспортных двигателей. Результаты этих исследований приведены в известной монографии [1]. По
схеме, приведенной на рис. 1, в 60-х годах создан 5-цилиндровый двухтактный дизель конструкции А.Д. Чаромского мощностью 515 кВт. Этот
двигатель находится до сих пор в эксплуатации.
Накопленный опыт показал, что применение турбопоршневой схемы
(рис. 1) для обычных четырехтактных дизелей нецелесообразно, а наиболее выгоден наддув от свободного турбокомпрессора.
Рис. 1 Схема турбопоршневого дизеля:
1 – дизель; 2 – компрессор; 3 – турбина; 4 – зубчатая передача.
Однако при появлении дополнительной энергии отработавших газов
(ОГ) в случае уменьшения теплоотдачи при охлаждении, турбопоршневая
схема может быть целесообразной.
В 80-х годах несколько фирм («Камминс» и «Элсбет Констракшн»)
создали четырехтактные дизели с уменьшенной теплоотдачей, что достигалось применением тепловой изоляции цилиндров, головки цилиндров,
камеры сгорания, поршней [2; 3]. Это позволило значительно уменьшить
375
q
W
и повысить температуру ОГ. Так, у дизеля NH фирмы «Камминс» мощ-
ностью 370 кВт за счет теплоизоляции температура (ОГ) была повышена
до 816 ºС при a × j =1,87. С обычным охлаждением температура ОГ у дизеля составляет 660–680°С. Предполагалось, что применение турбопоршневой схемы позволит достичь he = 0,49 при увеличении мощности. Двигатели с уменьшенной теплоотдачей иногда называют «адиабатными». Двигатель NH прошли испытания на стенде продолжительностью несколько
сот часов, однако, проектные результаты по мощности и экономичности
достигнуты не были.
Для того, чтобы определить, насколько снижение теплоотдачи может
увеличить мощность и экономичность турбопоршневого двигателя, нами
были проведены расчеты четырехтактного дизеля с наддувом с двумя степенями повышения давления в компрессоре p K = 1,5 и 2,5 и при уменьшении qW от 0,2 до нуля. Основные данные двигателя: he =0,40; коэффициент
полезного действия (КПД) компрессора h К =0,75; КПД турбины hТ = 0,82;
механический КПД турбокомпрессора h МТК =0,95; индикаторный КПД
h =0,47; коэффициент избытка воздуха α=1,68; коэффициент продувки
i
j =1,1;
Р
К
P
r
=
p
p
K
=1,1; стехиометрический коэффициент Lo= 14,7 кк/кг; теп-
T
лотворность топлива QH =43000 кДж/кг; РК - давление наддува; Рr - давление отработавших газов.
Зависимость температуры газа перед турбиной от qW приведена на
рис. 2. Кривые построены по уравнению теплового баланса [1].
Рис. 2. Зависимость температуры газа перед турбиной от относительной
теплоотдачи в охлаждающую жидкость: a × j =1,87; T =288
H
376
Избыточная мощность турбокомпрессора
éæ
ù
ö
1
÷× L - L ú ,
N = G êç1 +
T
в êç
Kú
a ×j × L ÷ T
o ø
ëè
û
где Gв = a × j × Lo / 3600 - расход воздуха; - GT часовой расход топлива.
Работа турбины
(
L = 1005 × T × 1 - p
T
r
- 0.25
T
)×h
T
×h
MTK
,
где Tr – температура газа перед турбиной; p T - степень понижения давления
в турбине.
Работа компрессора.
(
LK = 1005 × TH × p K
0.286
)
- 1 ×1 / h К ,
где TH - температура окружающей среды.
Отношение мощности турбины к мощности дизеля.
ù
ö
a × j × L éæ
1
o êç
÷
1+
=
×L -L ú.
Kú
N
Q ×h êç a × j × L ÷ T
e
H
e ëè
o ø
û
N
T
На рис. 3 приведена зависимость этого отношения от температуры газа
перед турбиной для двух величин p K . Видно, что даже при полном отсутствии охлаждения, когда Tr =1200 К, прирост мощности N e и экономичности h турбопоршневого двигателя (с механической связью турбины с кое
ленчатым валом) относительно дизеля с турбонаддувом не превосходит
8%.
Исследования показали, что при повышении КПД компрессора до 0,80
и турбины до 0,85 можно повысить мощность и экономичность при
T =1150 К на 9,5%.
r
Таким образом, турбопоршневой дизель с уменьшенной теплоотдачей
в охлаждающую жидкость («адиабатный дизель») может иметь на 6-8%
большую экономичность и мощность, чем обычный дизель наддувом.
Только при предельно высоких КПД компрессора и турбины можно N e и he
повысить на 10%.
377
Рис. 3. Зависимость отношения мощности турбины к мощности дизеля N / N ,
T
в
эффективного КПД дизеля h и прироста его мощности N от температуры газа перед
e
e
турбиной: 1 - при p = 1,5; 2 - при p =2,5.
K
K
ЛИТЕРАТУРА
1. Портнов Д.А. Быстроходные турбопоршневые двигатели с воспламенением от сжатия/ Д.А. Портнов.- М: Машгиз.- 1963.- 630 с.
2. Григорьев М.А. Обеспечение качества транспортных двигателей /М.А.
Григорьев и др.- М.: ИПК издательство стандартов. - 1998. - 630 с.
3. Мацкерле Ю. Современный экономичный автомобиль/ Ю.Мацкерле.М.: Машиностроение.- 1987.- 320 с.
378
СОДЕРЖАНИЕ
Введение...........................................................................................................................
Конкс Г.А., Лашко В.А. Современные принципы и направления создания транспортного поршневого двигателестроения.......................................................................
Членов В.М. Двигатели внутреннего сгорания – фундаментальная составляющая
экономики Республики Саха (Якутия).............................................................................
Григоренко В.Г., Новачук Я.А. Проблемы использования и обслуживания поршневых двигателей в северных районах Дальнего Востока..........................................
Дмитренко И.В. Стратегия ремонта и обслуживания поршневых двигателей на
тепловозах ..........................................................................................................................
Повышение технического уровня, вопросы тепловой надежности поршневых
ДВС и двигателей специальных конструкций...........................................................
Смердов В.Н. Создание собственной научной школы по транспортной энергетике
в Дальневосточном регионе - веление времени.............................................................
Руднев Б.И., Повалихина О.В. Характеристики локального радиационно-конвективного теплообмена в камере сгорания дизеля............................................................
Семенов А.Г., Яугонен В.И. Предложение по повышению эффективной мощности
поршневых ДВС за счет преобразования газодинамических процессов в надпоршневом пространстве ..........................................................................................................
Кузлякина В.В. Структурно-параметрический анализ и синтез двигателей внутреннего сгорания на основе обобщенных структурных модулей ................................
Водопьянов А.Ф., Лашко В.А. Функции чувствительности системы управления
ДВС .....................................................................................................................................
Русинов Р.В., Герасимов И.М., Добрецов Р.Ю. К вопросу организации рабочего
процесса дизелей ...............................................................................................................
Морозова Н.Т. Средства повышения эффективности автоматизированного проектирования тепловых двигателей ....................................................................................
Руднев Б.И., Повалихина О.В. Определение локальной скорости рабочего тела в
камере сгорания дизеля ....................................................................................................
Роншина Е.С. Автоматизация проектирования элементов судовых двигателей
внутреннего сгорания ......................................................................................................
Yao Ju-Biao, Wu Bin, Zhou Da-sen. Simulation on Transient Air Fuel Ratio Control of
Gasoline Engines .................................................................................................................
JI Changwei, LI Chao. Experimental Investigation on the Effect of Fuel Additives on
Homogeneous Charge Compression ignition (HCCI) Engine Combustion .......................
Специальные вопросы повышения эффективности систем наддува дизелей...
LEI Yan, ZHOU Da-sen, JI Chang-wei, ZHANG Hong-guang. Grey Relational
Analysis on Performance of a Diesel Engine with Pressure-Wave Supercharger ..............
Симашов Р.Р., Куликов Ю.Л., Ханькович И.Н. Математическое моделирование
газодинамических процессов в проточной части осевой двухступенчатой малорасходной турбины на переменных режимах .....................................................................
Лашко В.А., Бердник А.Н. Проблемы использования газотурбинного наддува в
зависимости от среднего эффективного давления .......................................................
Лашко В.А., Пассар А.В. Выбор оптимальной степени радиальности для турбины
турбокомпрессора ТКР-14С-27 поршневого двигателя ЧН18/22 ................................
Альтернативные топлива и экологические показатели поршневых двигателей .....................................................................................................................................
Лашко В.А., Тимошенко Д.В. Проблемные вопросы экологической безопасности
поршневых двигателей ...................................................................................................
Одинцов В.И., Сапожников Э.В. Метод определения количества окислов азота,
образующихся при сгорании топлива в цилиндрах дизеля .........................................
379
3
4
33
37
44
49
51
57
60
66
73
83
89
93
97
104
115
127
129
138
144
150
167
169
176
Гусаков С.В., Довольнов А.М., Епифанов И.В. Анализ влияния состава газообразного топлива на рабочий процесс ДВС ....................................................................
Науменко О.Ф., Коновалов В.В., Юр Г.С. Уменьшение содержания твердых частиц в отработавших газах судовых дизелей, находящихся в эксплуатации ...............
Ткаченко А.В. Возможности использования биотоплива в двигателях внутреннего
сгорания ............................................................................................................................
Басаргин В.Д., Кравцов А.А., Смирнов С.А. Снижение затрат на топливо путем
применения альтернативной составляющей ..................................................................
Матиевский Д.Д., Свистула А.Е., Фролкин А.С. Улучшение экологических характеристик дизелей серии «30» производства ОАО «ПО Алтайский моторный
завод» .................................................................................................................................
Морозова В.С., Поляцко В.Л. Улучшение экологических показателей автомобилей воздействием магнитного поля на подачу топлива и воздуха в двигатель ..........
Ганин Н.Б. Влияние обработки топлива стационарным магнитным полем на параметры рабочего процесса среднеоборотного дизеля ................................................
Топливная аппаратура дизелей ...................................................................................
Коньков А.Ю., Кочерга В.Г., Яранцев М.В. Результаты расчетного исследования
течения топлива в проточной части насоса высокого давления дизеля Д49 ..............
Макушев Ю.П., Михайлова Л.Ю. Расчетное определение рациональной компоновки привода насоса 6ТН9х10Т при работе с повышенными цикловыми подачами .......................................................................................................................................
Морозова В.С., Гун В.С. Моделирование переходных процессов дизеля с механическим или электронным регулятором частоты вращения ..........................................
Горелик Г.Б., Чистяков А.Ю. Моделирование процессов топливоподачи в дизелях с учетом разрывов сплошности в системе высокого давления ............................
Надежность, контроль, диагностика .........................................................................
Анисимов А.С., Овчаренко С.М., Сковородников Е.И. Контроль технического состояния агрегатов системы наддува тепловозных дизелей методом малых отклонений ................................................................................................................................
Космодамианский А.С., Комков С.В., Воробьев В.И., Пугачев А.А. Автоматическая система регулирования температуры теплоносителей дизеля.............................
Лашко В.А., Коньков А.Ю. Теория идентификации в приложении к задачам диагностики дизеля .................................................................................................................
Авдеев Р.Ф., Паламодов Е.О. Диагностирование топливной системы дизельного
двигателя Д-240 с применением расходомера термоанемометрического типа ........
Пермяков В.В., Усольцев А.А., Степаненко А.М. Физико-химические свойства
нагаров ..............................................................................................................................
Пермяков В.В., Усольцев А.А., Степаненко А.М. Технология безразборной качественной оценки состояния цилиндропоршневой группы автомобиля ....................
Голубицкий А.И., Аванесян В.П. Безремонтная эксплуатация механизмов – это
реальность. Проблемы, пути, решения, перспективы... .............................................
Ишков А.М., Левин А.И., Зудов Г.Ю. Влияние низких климатических температур
на работоспособность двигателей импортных грузовых автомобилей ....................
Улучшение эксплуатационной экономичности дизельных агрегатов по топливу и маслу .................................................................................................................
Надежкин А.В. Структурно-функциональная схема диагностического комплекса
при решении задач трибомониторинга судовых дизелей ...........................................
Кича Г.П., Таращан Н.Н., Голенищев А.В. Тонкая очистка моторного масла в судовых дизелях комбинированным фильтрованием: результаты исследований и моторная эффективность .....................................................................................................
Дмитренко И.В., Кирий Е.Г. Влияние качества масла на состояние узлов тепловозных дизелей .................................................................................................................
380
181
187
193
199
205
210
214
219
221
229
238
244
251
253
258
264
270
272
276
278
283
289
291
297
303
Надежкин А.В., Даничкин В.Н. Трибодиагностика цилиндропоршневой группы
судового крейцкопфного дизеля ....................................................................................
Кича Г.П., Гаук Г.А., Перминов Б.Н. Влияние обменных процессов в системе
смазки малоразмерного дизеля на его состояние и старение моторного масла ........
Надежкин А.В., Соколова И.В. Влияние долива на нанопроцессы в работающем
моторном масле судовых дизелей ...................................................................................
Ананьин Н.Н., Ковальский Б.И., Безбородов Ю.Н., Галиахметов Р.Н. Результаты испытаний на термоокислительную стабильность минерального трансмиссионного масла ТНК ТРАНС ОЙЛ 85W-90 GL-5 ............................................................
Малышева Н.Н., Ковальский Б.И., Метелица А.А., Кузьменко А.В. Исследование влияние температурной стойкости моторных масел на надежность двигателей
внутреннего сгорания ......................................................................................................
Энергетические установки с ДВС. Проблемы конструирования и эксплуатации .....................................................................................................................................
Лейбович М.В., Лашко В.А. Исследование динамических характеристик разветвленных колебательных систем энергетических установок ДВС ................................
Слесаренко В.Н., Дрозд М.С. Утилизация теплоты ДВС на опреснительных установках ...............................................................................................................................
Конкс Г.А., Лашко В.А. Современные подходы к конструированию судовых дизель-генераторов ..............................................................................................................
Слободенюк А.С., Атясов О.В., Новачук Я.А. Формирование методики оптимизации охлаждающих устройств тепловозов для условий Севера ...............................
Баранов В.М. Промышленная безопасность при эксплуатации пусковых баллонов
стационарных дизелей ....................................................................................................
Новачук Я.А., Атясов О.В. Проблемы эффективной работы дизель-генераторных
установок тепловозов ......................................................................................................
Барский И.А., Вальехо Мальдонадо П.Р. Мощность и экономичность дизеля с
уменьшенной отдачей теплоты в охлаждающую жидкость ........................................
381
308
312
318
324
331
337
339
347
353
364
369
371
374
Научное издание
АКТУАЛЬНЫЕ ПРОБЛЕМЫ РАЗВИТИЯ
И ЭКСПЛУАТАЦИИ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
В ТРАНСПОРТНОМ КОМПЛЕКСЕ
АЗИАТСКО-ТИХООКЕАНСКОГО РЕГИОНА
Материалы Международной
научно-технической конференции
«Двигатели 2008»
Печатается с оригиналов авторов
Операторы компьютерной верстки
О. М. Фидченко, А. А. Диденко
Подписано в печать 03.09.08. Формат 84х108 1/16.
Бумага писчая. Гарнитура «Таймс». Печать цифровая.
Усл. печ. л. 39,9. Тираж 100 экз. Заказ 195.
Издательство Тихоокеанского государственного университета.
680035, Хабаровск, ул. Тихоокеанская, 136.
Отдел оперативной полиграфии издательства
Тихоокеанского государственного университета.
680035, Хабаровск, ул. Тихоокеанская, 136.